13. PROIECTAREA MECANISMULUI DE DISTRIBUIE

13.1. Principii de proiectare

Mecanismul de distribuie este un subsistem al motorului cu ardere intern care asigur realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor i mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu ncrctur proaspt i evacuarea produselor de ardere. Aceast funcie este realizat prin deschiderea i nchiderea periodic a orificiilor de admisie i evacuare.

Mecanismele de distribuie pot fi clasificate din punct de vedere al modului de realizare a schimbului de gaze n mecanisme de distribuie cu supape, folosite la toate motoarele n 4 timpi realizate n prezent, i mecanisme de distribuie cu lumini (sau ferestre), folosite la unele mecanisme de distribuie la motoarele n doi timpi. La motoarele cu mecanism de distribuie cu supape transmiterea micrii la supape se face de la un arbore special numit arbore cu came. Arborele cu came al mecanismului de distribuie poate fi dispus n blocul motor sau n chiulas.

Dispunerea n blocul motor ofer avantajul antrenrii directe de la arborele cotit printr-o pereche de roi dinate aceast variant asigurnd o legtur rigid i fiabil ntre arborele cu came i arborele cotit dar zgomotul n timpul funcionrii este relativ mare. n cazul n care arborele cu came este prea deprtat de arborele cotit se folosete pentru transmisie un lan sau o curea dinat. Acest tip de dispunere se folosete acum n special la motoarele mari, destinate echiprii autocamioanelor, i la modelele vechi de motoare pentru autoturisme.

Dispunerea arborelui cu came n chiulas ofer avantajul reducerii numrului de componente al mecanismului de distribuie ( nu mai sunt necesare tijele mpingtoare), are un zgomot mult mai redus n timpul funcionrii i asigur o antrenare elastic a mecanismului de distribuie, n cazul folosirii curelelor dinate elastice. Un dezavantaj al acestui tip de angrenare este necesitatea schimbrii dup perioade riguroase de timp a curelei de distribuie.

Fig.13.1. mbuntirea coeficientului de umplere folosind mai multe supape pe cilindru.

De regul antenarea arborelui cu came se face de la partea opus a volantului deoarece aceasta permite montarea unei roi dinate conductoare mai mici. La unele motoare n doi timpi cu roi dinate conductoare de dimensiuni mari se poate folosi antrenarea din partea volantei care prezint avantajul c fazele de distribuie nu sunt influenate de oscilaiile torsionale, acestea fiind absorbite de ctre volant.

Fig.13.2. Soluie compact de antrenare a doi arbori cu came dispui n cap.

Pentru mbuntirea coeficientlui de umplere al cilindrului se pot folosi mai multe supape pe cilindru ca n figura 13.1. La aceste construcii ns se pun probleme la antrenarea arborilor cu came n cazul acionrii directe. O metod foarte simpl de a asigura antrenarea unei perechi de arbori cu came este prezentat de firma TOYOTA care propune antrenarea celui de-al doilea arbore cu came folosind micarea primului arbore de la care, prin antrenare folosind o pereche de roi dinate, micarea ajunge la cel de-al doilea arbore cu came. Soluia constructiv este prezentat n figura 13.2.

Construcia principalelor elemente ale distribuiei se determin din condiiile de funcionare astfel:

Fig.13.3. Supap cu Sodiu n interior.

Fig.13.4. Dimensiunile orientative ale supapei.

Supapele sunt supuse unor sarcini dinamice i temperaturi ridicate, aceste condiii necesitnd un material foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oeluri aliate cu Cr (9%) i Si (3,5%).

Forma supapei trebuie aleas astfel nct s asigure o rigiditate ridicat i n acelai timp s provoace pierderi gazodinamice minime pe traiectul de admisie.

Supapele dispuse n evacuare trebuie s aib tija cu un diametru mai mare i buca de ghidare ct mai lung pentru a uura evacuarea cldurii. La motoarele cu ncrcare termic ridicat se introduce n interiorul tijei supapei Na care se topete la o temperatur de 970Celsius i favorizeaz evacuarea cldurii prin tij dup cum se arat n fig. 13.3.

La supapele de admisie buca de ghidare nu trebuie s intre mult n canal pentru a nu provoca pierderi gazodinamice pe traseul de admisie. Construcia unei supape normale este prezentat n fig. 13.4.

Unghiul este de obicei de 45 grade, dar la unele supape de admisie poate fi i de 30 grade. Acest unghi la supap de face cu 0,51,0 grad mai mic dect unghiul scaunului de supap pentru a asigura un contact bun ntre supap i scaun i n acelai timp pentru a proteja suprafaa conic a supapei de gazele arse n timpul ct aceasta este nchis.

Limea suprafeei de etanare se recomand s fie n urmtoarele limite:

(13.1)

unde:dc-diametrul canalului de admisie sau evacuare n poarta supapei.

Diametrul dc trebuie s fie ntre anumite limite, respectiv:

(13.2)

unde:D-alezajul cilindrului.

Raza de racordare a capului supapei cu tija se recomand s fie:

(13.3)

Diametrul tijei d se alege dup mrimea forelor laterale la care este solicitat tija. n cazul acionrii prin tachet, caz n care nu apar fore laterale, se recomand:

(13.4)

n cazul acionrii directe de la cam, (distribuie n cap), grosimea tijei se mrete astfel:

(13.5)

Lungimea tijei depinde de dispunerea supapelor i variaz n limite largi, funcie de mrimea arcurilor, de lungimea bucelor de ghidare, etc.. n general se recomand:

(13.6)

Scaunul supapei se recomand s aib o grosime radial de (0,080,15)

i o nlime de (0,180,25)

i se monteaz cu o strngere de (0,00150,0035) din diametrul su exterior.

Bucele de ghidare au grosimi de perete ntre (2,54,0)mm i lungimi de (1,752,50) dc, n funcie de lungimea tijei supapei.

Arcurile se fac din srm de oel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (35)mm diametru i se monteaz uneori cte dou pentru a reduce nlimea chiulasei. La motoarele de turaii foarte ridicate se pot folosi n locul arcurilor dou came alturate, una pentru deschiderea supapei i cealalt pentru nchiderea ei.

Arborele cu came se sprijin pe trei fusuri. n cazul amplasrii lui n interiorul blocului motor trebuie avut n vedere ca razele fusurilor s fie mai mari dect raza maxim a camei iar pentru uurarea montrii acestea trebuie s aib dimensiuni descresctoare de la un capt la cellalt. n cazul amplasrii lor n chiulas nu mai trebuiesc respectate aceste considerente dar fusurile trebuie s reziste solicitrilor complexe care apar n timpul funcionrii mecanismului de distribuie.

Fig. 13.5. Seciune printr-un tachet hidraulic.

Fig.13.6. Jocul dintre tij i tachet prin folosirea razelor diferite de racordare.

La motoarele cu cilindrii dispui n V, cnd supapele ambelor rnduri de cilindri sunt acionate de un singur arbore cu came, dispus n carter deasupra arborelui cotit, la calculul unghiului de dispunere al camelor trebuie s se ia n considerare i unghiul dintre axele tacheilor dac acesta este diferit de unghiul dintre axele cilindrilor. Unghiul dintre vrfurile camelor va fi n acest caz:

(13.7)

unde:(-este decalajul ciclurilor la doi cilindri cu funcionare succesiv;

-unghiul dinre axele tacheilor. Semnul '+' se ia cnd cilindrul ce urmeaz s intre n funciune este decalat napoi fa de sensul de rotaie al arborelui cu came iar semnul '-' cnd acesta este n fa.

Tacheii motoarelor pentru automobile i tractoare sunt solicitai de fore laterale transmise de la cam i uneori au o form bombat. n cazul dispunerii arborelui cu came n cap acetia trebuie s fie prevzui cu posibilitate de reglare a jocului dintre cam i tachet (similar jocului culbutor-supap). Pentru aceasta exist n prezent dou soluii uzuale: dispunerea n capul tachetului a unei plcue de uzur calibrat, care atunci cnd este necesar poate fi schimbat sau folosirea unor tachei hidraulici care compenseaz prin construcie jocurile ce apar n ansamblul tachet-supap. Seciunea printr-un astfel de tachet este prezentat n figura 13.5. Tacheii hidraulici pot fi folosii pentru realizarea distribuiei variabile controlnd presiunea de ulei ce ajunge n tachet.

Razele de curbur ale suprafeei de lucru sunt n limitele R=(7001000)mm, iar camele au n acest caz generatoarea nclinat fa de axa arborelui cu unghiuri de (715)'.

La motoarele cu arborele de distribuie n bloc se preseaz uneori buce de ghidare pentru tachei sau se prelucreaz direct n blocul motor aceste ghidaje. Bucile de ghidare sunt folosite la motoarele cu blocul din aliaje de aluminiu.

Tija mpingtoare se folosete la motoarele cu supapele n cap i arborele cu came dispus n bloc. Pentru a asigura jocul necesar ntre tij i tachet trebuie ca raza locaului sferic din tachet s fie mai mare dect raza capului sferic al tijei ca in figura 13.6. Jocul trebuie s fie de (0,1..0,3)mm i poate fi obinut i prin selectarea dup tolerane a tijelor i tacheilor. Tija mpingtoare se construiete tubular pentru a fi de mas redus, iar la ambele extremiti se preseaz sau se ambutiseaz chiar din acelai tub, capete sferice prin care se articuleaz cu tachetul i culbutorul. Se folosesc oelui aliate Cr-Ni.

Fig.13.7. Culbutorul.

Culbutorul se face n general sub forma celui prezentat n fig. 13.7. La captul culbutorului acionat de tij se prevede un urub pentru reglarea jocului iar cel care acioneaz asupra tijei supapei se face sub form semicilindric. Raportul braelor se alege ntre urmtoarele limite:

(13.8)

Arborele culbutorilor este de obicei fix i fiecare culbutor se sprijin pe arbore printr-o buc.

La motoarele cu mai multe supape pe cilintru pentru admisie sau evaluare se folosesc uneori culbutori sub form de furculi pentru acionarea simultan a mai multor supape. Micarea de la cam ajunge la coada furculiei iar degetele acesteia acioneaz tijele supapelor.

13.2. Alegerea fazelor de distribuie.

Realizarea unei bune evacuri a gazelor arse i a unei umpleri ct mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obinerea unei diagrame de pompaj ct mai favorabile, sunt direct dependente de fazele de distribuie.

Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie s se fac cu un avans optim pentru a se consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse i a se pierde ct mai puin lucru mecanic de destindere a gazelor.

nchiderea supapei de evacuare trebuie s se realizeze cu o ntrziere optim pentru a se fructifica la maxim efectul ineriei coloanei de gaze pn ce acesta este anulat de depresiunea format n cilindru.

Deschiderea supapei de admisie necesit un avans optim la care se asigur trecerea unei cantiti ct mai mici de gaze arse din cilindru n conducta de admisie, pierderi gazodinamice ct mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie i n final o umplere ct mai complet a cilindrului cu gaze.

nchiderea supapei de admisie trebuie realizat cu o astfel de ntrziere nct s se utilizeze la maxim, n folosul umplerii, efectul inerional al coloanei de gaze proaspete.

Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere i nchidere a supapelor pentru fiecare regim de funcionare (turaie, sarcin). Valorile medii ale acestor unghiuri, pentru motoare n 4 timpi, sunt date n tabelul 13.1 iar pentru motoarele n 2 timpi n tabelul 13.2.

Tabelul 13.1.

AdmisieEvacuare

Tipul MotoruluiAvans la

deschidere fa de PMI grade RACntrzierea la

nchidere fa de PME grade RACAvans la

deschidere fa de PME grade RACntrzierea la

nchidere fa de PMI grade RAC

M.A.S.1014204530501035

M.A.C.1030457045701030

Motoare cu gaze3035405040452535

Tabelul 13.2.

Tipul MotoruluiOrganul de distribuieDeschiderea nainte de PME grade RACnchiderea dup PME grade RAC

Evacuare prin lumini50655065

M.A.C.Evacuare prin supape80905565

Admisie prin lumini30503050

Evacuare prin lumini6565

M.A.S.Admisie prin lumini5050

Admisie n carter70 fa de PMI70 fa de PMI

O reprezentare sugestiv a fazelor de distribuie pentru motorul n 4 timpi este prezentat n fig.13.8..

13.3. Parametrii principali ai mecanismului de distribuie.

n acest subcapitol vom determina ariile necesare de curgere pentru gaze astfel nct s avem o umplere ct mai complet a cilindrului.

Canalele de admisie i evacuare se construiesc cu seciuni ct mai mari pentru a se micora pierderile gazodinamice. Diametrul canalului de admisie se face cu (10..20)% mai mare dect cel al canalului de evacuare i aria seciunii sale de trecere este de (15..20)% din aria pistonului.

Aria seciunilor de trecere a canalelor se verific n prim aproximaie la o vitez medie a gazelor n ipoteza c pistonul se deplaseaz cu vitez constant, supapele nu exist, iar gazele sunt incompresibile. Pe baza ecuaiei de continuitate rezult urmtoarele expresii ale vitezelor convenionale:

-pentru canalul de admisie:

(13.9)

-pentru canalul de evacuare :

(13.10)

unde:V'a, V'e -vitezele convenionale n canalele de admisie, respectiv de evacuare;

Vp-viteza medie a pistonului;

ia, ie-numrul supapelor de admisie, respectiv de evacuare;

Aca, Ace-aria seciunii de trecere a canalului de admisie, respectiv de evacuare;

dca, dce-diametrele canalelor de admisie, respectiv de evacuare;

Ap, D-aria capului pistonului, respectiv diametrul pistonului.

Se recomand urmtoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime:

m/s

m/s

nimea ridicrii supapei este limitat de condiiile egalitii ariei de trecere pe sub supap, la deschiderea complet a acesteia, cu aria seciunii canalului nainte de supap. Aria seciunii de trecere pe sub supap se calculeaz dup schema din fig.13.9. de unde rezult :

(13.11)

nlimea maxim de ridicare hmax se verific printr-o vitez medie convenional a gazelor, calculat n ipoteza c supapa rmne tot timpul complet deschis, iar aria seciunii de trecere devine:

Fig.13.9. Schema pentru calculul seciunii de trecere.

Fig.13.8. Diagrama fazelor de distribuie la motorul n 4 timpi.

(13.12)

Vitezele convenionale vor fi:

-pentru supapa de admisie:

(13.13)

-pentru supapa de evacuare:

(13.14)

Limite mai restrnse se prevd pentru supapa de admisie, viteza recomandat fiind

m/s. Se recomand pentru nlimea maxim a ridicrii supapei urmtoarele valori:

.

Aria real a seciunii de trecere la o supap de diametru i unghi date, variaz cu nlimea de ridicare, care la rndul ei depinde de fazele de distribuie i de profilul camei. Odat cu mrirea fazelor de distribuie crete nlimea medie de ridicare a supapei. Profilul camei determin legea de ridicare a supapei n funcie de unghiul de rotaie a arborelui de distribuie, astfel afectnd caracteristica de debit a supapei msurat prin crono-seciune, adic:

unde:t1, t2-timpii de nceput i sfrit ai procesului de admisie sau evacuare.

Volumul de gaze ce trece prin supap fiind Vh crono-seciunea real se poate verifica printr-o vitez medie a curentului i anume:

(13.15)

unde:

.

Viteza

variaz n limite largi, respectiv pentru M.A.S.

=(90150)m/s iar pentru M.A.C. se recomand

=(80110)m/s.

Crono-seciunea pentru supapa de evacuare la motoarele n patru timpi nu se verific de obicei iar profilul camei se alege la fel ca la supapa de admisie. Determinarea numeric a crono-seciunii se poate face prin calculul seciunii Aa n funcie de timp, care se poate determina analitic sau de pe curba de ridicare a supapei n funcie de unghiul de rotaie al camei.

13.4. Calculul cinematic i dinamic al mecanismului de distribuie.

Calculul cinematic al mecanismului de distribuie presupune determinarea profilului camei folosit pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variaie a ridicrii, vitezei i acceleraiei tachetului care vor fi apoi folosite n calculul dinamic i de rezisten al pieselor ce compun mecanismul de distribuie. Dup modul de variaie al acceleraiei tachetului camele pot fi "cu oc", atunci cnd variaia acceleraiei prezint puncte de discontinuitate, i "fr oc" atunci cnd aceasta nu are nici un punct de discontinuitate. Un punct de discontinuitate pe curba de variaie a acceleraiei nseamn din punct de vedere practic un oc foarte mare n funcionarea mecanismului de distribuie. Din acest motiv la motoarele de turaie ridicat i tot mai des la cele nou proiectate se folosesc came "fr oc" al cror curbe de variaie a acceleraiei nu prezint discontinuiti i deci nu vor genera ocuri mari n funcionare.

Camele "fr oc" sau cu variaie continu a acceleraiei se profileaz dup diferite metode cum sunt: metoda Kurz, metoda Dulley, metoda sinusoidal, metoda parabolic, etc.

Datele iniiale de proiectare pentru profilarea camei sunt nlimea maxim de deschidere a supapei hmax, n mm, i durata deschiderii supapei (, n 0RAC. Dac este folosit un mecanism de antrenare cu prghie (culbutor) de la tachet la supap, din nlimea maxim de ridicare a supapei se deduce nlimea ridicrii tachetului

altfel

.

Durata deschiderii supapei servete la determinarea unghiului de aciune al camei ( care se calculeaz dup relaiile din tabelul 13.3.

Tabelul 13. 3.

Tipul motorului2 Timpi4 Timpi

((

n paragrafele urmtoare sunt prezentate modalitile de calcul pentru diferite profile de cam.

13.4.1. Profilul din arce de cerc.

A) Construirea profilului camei din arce de cerc

Modul de construire al profilului camei din arce de cerc este prezentat n figura 13.10. Raza r0 determin cercul de baz al camei i se stabilete din condiia obinerii unei rigiditi suficiente a arborelui de distribuie. Ca valori pentru proiectare se pot lua:

13.16.

Fig.13.10. Construirea profilului camei n arce de cerc.

Fig.13.11. Schema de calcul pentru deplasarea tachetului la cama in arce de cerc.

n prelungirea unuia dintre diametrele cercurilor de baz, luat ca ax de simetrie a camei, se adaug nlimea maxim de ridicare a tachetului. Folosind unghiurile

se determin punctele A i A' din care se msoar razele r1 i se stabilesc centrele O1 ale cercurilor corespunztoare. Din punctul C se msoar raza r2 determinnd centrul O2.

Arcele de cerc de raz r1 se racordeaz la arcul de raz r2 n punctele B i B'. Pentru asigurerea jocului necesar dilatrilor, din cercul O se traseaz un cerc de raz

( unde ( este mrimea jocului ) i se racordeaz acest cerc la arcele de raz r1 prin arce de spiral sau parabol. Racordarea corect a arcelor de raz r0, r1 i r2 necesit respectarea unor anumite rapoarte ntre ele n funcie de ( i

date. Astfel

, r2 trebuie s fie mai mare de 2 mm iar valoarea sa maxim este limitat din condiia

care permite obinerea unor dimensiuni minime ale arcului.

Razele respective se pot calcula i folosind formulele urmtoare:

(13.17)

(13.18)

unde:

B) Calculul cinematic al tachetului.

Fig.13.13. Variaia grafic a parametrilor h, V, j pentru cama n arce de cerc.

Fig.13.12. Modul de calcul a razei minime a tachetului.

Spaiul h parcurs de tachet sub aciunea unei came din arce de cerc se calculeaz pe poriuni n funcie de raza cercului cu care tachetul se afl n contact ( r1 sau r2 ), folosindu-se datele din fig.13.11. Prima poriune de calcul corespunde arcului AB, respectiv unghiului la centru

. Pentru un unghi oarecare ridicarea tachetului va fi:

(13.19)

Unghiul maxim al primei poriuni este determinat de relaia:

(13.20)

Deplasarea tachetului pe a doua poriune, respectiv pe arcul de raz r2, se determin msurnd unghiul de rotire a camei de raz OC, considernd rotirea camei n sens invers.

Pentru un unghi oarecare (, spaiul parcurs de tachet este:

(13.21)

unde unghiul

(13.22)

Raza minim a talerului tachetului se determin din condiia ca n poziie extrem cama s vin n contact cu tachetul pe toat limea fig.13.12.

Dac cama este dezaxat longitudinal fat de axa tachetului cu distana a, raza minim a talerului este:

(13.23)

unde

Relaiile de calcul ale vitezelor, acceleraiilor precum i a acceleraiilor maxime sunt prezentate n tabelul 13.4.

Tabelul 13.4.

VitezaAcceleraiaAcceleraia maxim

Prima poriune

A doua poriune

n cazul folosirii unui mecanism de distribuie cu culbutori, nlimea de ridicare, viteza i acceleraia, n cazul neglijrii deformaiilor elastice care apar n mecanism, pentru supap vor fi:

. Reprezentarea grafic a parametrilor h, V i j este dat n fig.13.13.

13.4.2. Profilul camei fr oc polinomial.

Metoda polinomial W. Dulley consider pentru fiecare poriune a camei o variaie a acceleraiei de tip polinomial avnd termenii polinomului de grade corespunztoare unei progresii aritmetice. Astfel pentru calculul cinematic al tachetului se folosesc urmtoarele relaii:

(13.24)

(13.25)

(13.26)

unde:p,q,r,s sunt exponeni succesivi determinai n progresie aritmetic de raie p-2;

( este unghiul curent al camei considerat de la vrful acesteia;

( este unghiul total al profilului camei;

sunt constante ce se determin din condiiile iniiale. Acetia au urmtoarele expresii:

13.27)

(13.28)

(13.29)

(13.30)

(13.31)

Fig. 13.14. Variaia grafic a parametrilor h, V, j pentru cama polimomial

Fig.13.15. Variaia grafic a parametrilor h, V, j pentru cama Kurtz

Variaia grafic a mrimilor h, V i j pentru diferite valori ale raiilor progresiei aritmetice este prezentat n figura 13.14.

La motoarele cu turaii ridicate se obin rezultate mai bune folosind p ct mai mare. De asemenea p trebuie s fie un numr par.

13.4.3. Profilul camei fr oc Kurz.

Pentru determinarea cinematicii camelor dup metoda Kurz se impune pentru legea acceleraiei urmtoarea form: sfert de cosinusoid, jumtate de sinusoid, sfert de sinusoid i o ramur de parabol. Reprezentarea grafic a legilor de micare pentru tachet conform metodei Kurz este prezentat n figura 13.15.

Pentru descrierea matematic a relaiilor se folosesc urmtoarele notaii:

HT-nimea maxim de ridicare a tachetului;

[mm]-nlimea de preluare a jocului de pe partea tachetului;

(-este unghiul curent al camei considerat de la nceputul profilului;

-este unghiul total al profilului camei;

-intervalul de preluare al jocului ;

-zonele active ale camei. Pentru acestea se recomand urmtoarele valori:

(13.32)

Pentru calculul unghiurilor camei trebuie considerat urmtoarea relaie:

(13.33)

Calculul mrimilor cinematice pentru cele 4 zone ale profilului de ridicare al camei se poate efectua dup relaiile prezentate n tabelul 13.5 a, b, c.

Tabelul 13.5.

ZonaRidicare

a)

ZonaVitez

b)

ZonaAcceleraie

c)

Coeficienii ce fac parte din aceste ecuaii se gsesc din condiiile de capt puse la integrare:

(13.34)

(13.35)

(13.36)

(13.37)

(13.38)

(13.39)

(13.40)

unde:

(13.41)

(13.42)

unde:

(13.43)

(13.44)

(13.45)

(13.46)

(13.47)

n toate aceste relaii unghiurile se introduc n radiani altfel rezultatele calculului vor fi eronate.

Legile de micare obinute din relaiile de mai sus sunt corecte pentru tachet. Pentru supap ele sunt corecte doar dac se consider mecanismul de antrenare de la cam la supap ca un mecanism rigid. n realitate, acesta este un sistem elastic, cu mai multe mase, rigiditi i frecvene proprii de oscilaie. Din acest motiv ridicarea supapei nu se "suprapune" perfect peste ridicarea tachetului.

Utilizarea legilor "fr oc" necesit un volum de calcul foarte mare care implic folosirea unui calculator electronic. Datorit rspndirii calculatoarelor personale de tip IBM PC este recomandabil folosirea unui program de tip "SpreadSheet", fi de calcul, care nu necesit cunotine laborioase de programare pentru executarea rapid a calculelor. Dac se dorete i optimizarea rezultatelor atunci este recomandabil s se lucreze folosind parametri de calcul. Astfel pentru cama polinomial ca parametri de calcul pot fi considerai:

- nlimea maxim de ridicare a tachetului;

n - turaia motorului;

- unghiul total al profilului camei;

I - raia progresiei aritmetice pentru calculul coeficienilor;

Pas - pasul de calcul pentru mrimile cinematice.

Pentru calculul cinematicii tachetului prin metoda Kurz mai sunt necesare urmtoarele date:

H0 - nlimea de preluare a jocului de pe partea tachetului;

- unghiurile ce delimiteaz zonele n cadrul legilor cinematice.

Pentru exemplele din ndrumar a fost folosit programul EXCEL versiunea 5.0 sub WINDOWS. Exist i alte programe asemntoare care ruleaz sub DOS cum sunt WORKS-ul i LOTUS-ul.

Pentru determinarea profilului camei, avnd determinat legea de ridicare a tachetului se poate folosi metoda grafic de trasare a profilului camei ca nfurtoare a poziiilor succesive ale tachetului, considernd cama fix i tachetul n micare, ca n figura 13.16. sau se poate determina pe cale analitic folosind un program mai laborios de calcul care intersecteaz dreapta generat de talpa tachetului, pentru fiecare poziie de ridicare, cu toate razele posibile ale camei i se reine cea mai mic. Aceast din urm metod necesit cunotinte mai profunde de programare i geometrie analitic, dar este la fel de corect ca i prima i prezint avantajul c odat pus la punct se pot trasa profile de cam mult mai rapid dect folosind metoda grafo-analitic.

13.4.4. Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuie.

Fig.13.16. Construcia grafo-analitic a camei.

Pentru calculul forelor de inerie ce intervin n mecanismul de distribuie, masele tuturor elementelor aflate n micare se nlocuiesc printr-o mas redus

dispus pe axa supapei. n acest caz fora de inerie care acioneaz la supap va fi:

(13.48)

undej este acceleraia supapei.

La sistemele fr culbutori masa md se obine prin nsumarea maselor supapei, ms, a talerului pentru arc, mt, a tachetului , mT, i masa redus a arcului. Pentru calculul masei reduse a arcului se scrie bilanul energiilor cinetice a masei reale a arcului i a masei reduse r care se mic cu viteza supapei, Vs. Pentru proiectare se recomand:

(13.49)

undemr -masa arcului.

Astfel masa redus a ntregului mecanism este:

(13.50)

La sistemele cu culbutori masa tachetului se nlocuiete cu o mas redus care se mic mpreun cu supapa, respectiv:

(13.51)

Pentru tija mpingtoare masa redus va fi:

(13.52)

Pentru culbutor masa redus va fi:

(13.53)

undeIC- momentul de inerie al culbutorului n raport cu axa sa de rotaie.

i - raportul de transmitere al culbutorului.

Masa redus pentru un astfel de mecanism de distribuie va fi:

(13.54)

La calcule prealabile cnd masa elementelor distribuiei nu se cunoate, masa redus se alege n raport cu seciunea de trecere a canalului n care se monteaz supapa AC, respectiv:

(13.55)

undem'd - masa constructiv redus a mecanismului de distribuie.

Se recomand:

[g/cm2] pentru mecanisme cu acionare direct,

[g/cm2] pentru mecanisme cu tachet, tij i culbutori.

13.4.5. Calculul arcurilor de supap.

Alegerea caracteristicii arculuiArcul trebuie s menin supapa nchis i s asigure legtura cinematic ntre ea i cam cnd forele de inerie tind s desprind tachetul sau supapa de cam. Pentru a face fa acestor cerine trebuie ca fora arcului Fr s fie mai mare dect fora de inerie Fj a mecanismului dat de acceleraiile negative, la orice regim posibil de turaii, respectiv:

(13.56)

undeK - coeficient de rezerv care ia n considerare supraturaiile sau vibraiile arcului sub aciunea crora fora Fr poate varia n limitele foarte largi; se recomand K=1,6..2,0.

Fora arcului va fi minim dac, pentru ntreaga perioad de micare a supapei cu acceleraie negativ, coeficientul K, de rezerv, va rmne constant, asigurat de o caracteristic corespunztoare a arcului. Aceasta nu este posibil la camele fr oc deoarece la acestea acceleraiile negative sunt aproximativ constante n timp ce sgeata arcului variaz apreciabil. n acest caz trebuie s se asigure rezerva necesar forei arcului la sgeata corespunztoare nceputului perioadei cu acceleraie negativ. Caracteristica arcului se alege din condiia obinerii unei rigiditi acceptabile i cea a forei maxime necesare. Pentru a obine o for maxim dat

, cele mai mici dimensiuni se obin cnd raportul sgeilor maxime i minime

. Acest raport pentru motoarele actuale este ntre limitele (1,63,2).

Fora minim a arcului F0 trebuie verificat la fora de deschidere a supapei la depresiunea maxim din cilindru. La motoarele cu carburator, la mersul ncet n gol, diferena de presiune ntre conducta de evacuare i cilindru

poate atinge uneori valori pn la 0,9daN/cm2. Aceast depresiune se manifest printr-o for a gazelor care tinde s deschid supapa de evacuare, respectiv:

(13.57)

Prin caracteristica arcului trebuie s se satisfac inegalitatea

La motoarele supraalimentate asupra supapei de admisie acioneaz, n timpul evacurii, urmtoarea diferen de presiune:

(13.58)

undeps - presiunea de supraalimentare;

pr - presiunea n cilindru n timpul evacurii (1,11,2)daN/cm2.

Fora care tinde s dschid supapa de admisie este:

(13.59)

Caracteristica arcului trebuie s ndeplineasc n cazul motoarelor supraalimentate condiia

.

Calculul dimensiunilor arculuiPrin proiectare se stabilesc urmtorii parametri constructivi ai arcurilor:

- diametrul mediu al arcului Dr;

- diametru srmei d;

- numrul de spire i;

- pasul spirelor t.

Diametrul mediu se alege din condiia de compactitate a grupei supapei i este n general:

Arcurile supapelor de admisie i evacuare se fac constructiv la fel dei masele supapelor sunt diferite. La calculul arcului se consider c fora Fr este dispus pe axa arcului i solicit spirele la torsiune cu momentul:

(13.60)

iar eforul unitar de torsiune va fi:

(13.61)

unde( - coeficient ce depinde de raportul diametrelor

i ia n considerare concentraia tensiunilor la interiorul spirelor. Pentru unghiuri ale spirelor mai mici de 10 grade, cum sunt arcurile de supap, coeficientul ( se poate calcula cu relaia:

(13.62)

Pentru un raport

=68, care are cea mai mare rspndire la arcurile de supap rezult ( =1,241,17, iar pentru calcule acoperitoare, aproximative ( =2.

Diametrul srmei se poate deduce astfel:

(13.63)

Rezistenele admisibile pentru oelurile de arcuri sunt:

[daN/cm2]

Diametrul calculat astfel se rotunjete la diametrul standardizat cel mai apropiat, dup care se determin precis raportul

i coeficientul ( i se verific arcul la oboseal.

Tensiunile maxim i minim se obin pentru forele

(la deschiderea complet a supapei) i F0 (la nchiderea supapei).

Coeficientul de siguran trebuie s fie n =(1,22,0).

Numrul de spire active i se detrmin dup sgeata maxim

astfel:

sau

(13.64)

unde

[daN/cm2]- modulul de elasticitate transversal.

Numrul spirelor active este n general ir = (3,58,0).

Numrul total de spire se adopt dup relaia i = ir + (23).

Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea complet a supapei ntre spirele arcului s rmn un joc

[mm]. La arcurile motoarelor rapide se recomand jocuri mai mici pentru a se diminua vibraiile lor.

Pasul spirelor pentru arcul n starea liber :

(13.65)

Lungimea arcului la deschiderea complet a supapei va fi:

(13.66)

Lungimea arcului la nchiderea supapei rezult:

(13.67)

Lungimea arcului n stare liber devine:

(13.68)

La motoarele cu supape n cap se prevd uneori cte dou arcuri la o supap. La o astfel de construcie diametrele arcului interior Dri i exterior Dre trebuie alese n aa fel nct s se asigure un joc radial de cel puin 1 mm att ntre arcuri, ct i ntre arcul interior i buca de ghidare a supapei. Dac notm diametrul bucei cu db, diametrele srmei pentru arcul interior di i pentru arcul exterior de, se obin condiiile ce trebuie respectate:

[mm](13.69)

[mm](13.70)

Sarcina se distribuie ntre cele dou arcuri astfel:

(13.71)

(13.72)

Rigiditile i sgeile de prestrngere ale fiecrui arc se aleg din consideraii constructive, ns astfel nct caracteristica sumar a ambelor arcuri s asigure valorile necesare ale forelor F0 i

.

Dup determinarea dimensiunilor arcurilor, acestea trebuie s se verifice la rezonan. Oscilaiile arcurilor nu devin periculoase dect n cazul cnd raportul dintre frecvena proprie inferioar de oscilaie a arcurilor n1e i frecvena de lucru, adic turaia arborelui de distribuie nk, este mai mic dect 10.

Frecvena proprie de oscilaie este dat de urmtoarea relaie:

(13.73)

unde

densitatea materialului arcului.

Dac nu este satisfcut inegaliatea

, trebuie s se prevad arcuri cu pas variabil sau arcuri conice.

13.4.6. Calculul de rezisten al pieselor mecanismului de distribuie.

Calculul arborelui de distribuieFora maxim care solicit arborele de distribuie este transmis de la supapa de evacuare la nceputul perioadei sale de deschidere. Aceast for se compune din fora arcurilor Fr redus la tachet, fora de inerie la nceputul deschiderii

i fora gazelor Fg care acioneaz din cilindru asupra supapei, toate reduse la tachet.

Pentru camele n arce de cerc fora de inerie

i fora total la tachet FT au valoarea maxim la nceputul deschiderii supapei. La camele cu profil ce asigur o acceleraie continu, la nceputul deschiderii supapei fora de inerie este nul i fora total FT are valoare maxim pentru poziia camei corespunztoare acceleraiei maxime pozitive a supapei.

Fora maxim de inerie va fi:

(13.74)

Fora gazelor se calculeaz pentru diferena de presiune care acioneaz asupra supapei:

(13.75)

undede - diametrul exterior al supapei de evacuare;

p - presiunea din cilindru pentru poziia dat a camei;

pe - presiunea n conducta de evacuare.

Presiunea p se poate lua pentru calcule prealabile n limitele (47)daN/cm2, iar pentru calcule de verificare se determin de pe diagrama indicat.

Fora sumar care acioneaz pe cam este:

(13.76)

Eforturile unitare de strivire pe suprafeele de lucru ale camei tachetului se calculeaz cu urmtoarele formule:

-pentru tachet plan

(13.77)

Fig.13.17. Schema de calcul a sgeii de ncovoiere a arborelui cu came.

-pentru tachet cu rol

(13.78)

undeb - limea camei;

r - raza de curbur a profilului camei n punctul de tangen cu tachetul;

rr - raza rolei tachetului.

Efortul unitar de strivire pe vrful camei se determin pentru diferena dintre fora arcului Fr i fora de inerie la acceleraia maxim negativ

, rezultant, redus la tachet, adic:

(13.79)

Rezistenele admisibile la strivire sunt

Sgeata de ncovoiere se determin deoarece arborele trebuie s fie suficient de rigid pentru ca ncovoierea s nu manifeste influene eseniale asupra funcionrii mecanismului de distribuie. Schema de calcul este prezentat n figura 13.17. Sgeata de ncovoiere se determin cu relaia urmtoare:

(13.80)

Se admit sgei f = ( 0,050,10 ) [mm].

Solicitarea de torsiune de la fiecare cam, atinge de obicei valoarea maxim la sfritul primei perioade de ridicare a supape, cnd punctul de tangen este cel mai ndeprtat de axa tachetului. Schema de calcul este prezentat n figura 13.18. Relaia cu care se poatre calcula momentul maxim pentru o cam este:

(13.81)

Fig.13.18. Schema de calcul a tachetului pentru verificarea presiunii specifice.

La determinarea momentului maxim de torsiune pentru ntregul arbore

trebuiesc nsumate momentele care acioneaz n acelei timp la toate camele. Pentru aceasta se construiete curba de variaie a momentului de torsiune pentru o cam iar apoi se decaleaz conform ordinii de aprindere aceast variaie pe lungimea arborelui cu came i se calculeaz

.

Eforturile unitare de torsiune se calculeaz astfel:

(13.82)

Rezistenele admisibile sunt

.

Calculul tachetului const n verificarea presiunii specifice pe suprafaa lateral. Acelai calcul se efectueaz i pentru tachetul mecanismului cu acionare direct (n cap), a camei. Aceast presiune specific se calculeaz cu relaia:

(13.83)

Valoarea maxim admis este