Calculul dinamic si organologic

1. Blocul motor si chiulasa Blocul de cilindri preia eforturile de explozie si fortele de inertie ale mecanismului bielamanivela. Conditia esentiala pe care trebuie sa o aiba un bloc este aceea de a asigura origiditate maxima. In jurul camasilor se va cauta sa se faca sectiuni pe cat posibil mai mici pentru trecereaapei, cu scopul de a mari viteza de curgere. Aceasta nu trebuie sa depaseasca insa 3.5 m/spentru ca exista pericolul antrenarii depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele. Din motive de rigiditate grosimea peretilor va fi de (4.5-5) mm pentru blocurile turnatedin fonta Un indice de apreciere a calitatii blocului motor este greutatea acestuia. se recomandaca greutatea blocului sa nu depaseasca 25% din greutatea motorului. Compactitatea motorului este determinata in principal de distanta intre axele cilindrilor ;aceasta este determinata de arhitectura arborelui cotit, de lungimea fusurilor maneton si palier,de tipul si grosimea camasilor de cilindru, de marimea interstitiului camerei de apa dintrecilindri. Blocurile de cilindri se confectioneaza din Fonta cenusie Fc 200; Fc210; Fc240; Fc250;Fc280 STAS568-87 Daca blocul nu are camasile amovibile el se toarna din fonta de calitatepentru cilindri. Chiulasa se toarna frecvent din aliaje de aluminiu Un astfel de aliaj se compune din 5%Si; 1.3% Cu; 0.5% Mg; restul aluminiu. 2.Calculul cilindrului motorului Se alege solutia constructiva cu camasa uscate turnate din fonta aliata cu Cr-Mo. Aceastasolutie ofera avantajul unei prelucrari usoare a blocului motor si cheltuieli minime la montaj.Are avantajul ca blocul mtor nu trebuie turnat in intregime din fonta de calitate ceea ce arimplica o oarecare crestere de pret.

Datorita acestor avantaje solutia s-a extins la motoarele actuale fiind foarte folositadatorita faptului ca asigura o rigiditate mare blocului motor ceea ce duce la coborarea niveluluide zgomot al motorului si ofera o racire foarte eficienta a cilindrului.

Calculul grosimii cilindruluiGrosimea cilindrului se determina considerindu-l ca un vas cu pereti subtiri supus la presiuneinterioara. In urma calculului termic am obtinut:D 89:= mm S 82:= mm

pmax 10:= MPa

In continuare se adopta pentru fonta cenusie: Fc280

σt 100:= MPa

δ 0.5 Dpmaxσt

:= δ 4.45= mm

Se adopta grosimea δ 5:= mm

si D1 D 2 δ+:= D1 99= mm

Verificarea tensiunilor sumare:

DmedD D1+

2:= mm Dmed 94= mm

Tensiunea de intindere in sectiunea transversala este

σt 0.25 pmaxDmedδ

:= mm σt 47= MPa

Tensiunea de incovoiere se calculeaza astfel

Wπ32

D14 D4-D1

:= W 33039.638= mm3

Nmax 107:= N h 46:= mm

σiNmax h

W:= σi 0.149= MPa

Σσ σt σi+:= Σσ 47.149= MPa

Tensiunea sumara totala nu trebuie sa depaseasca 60 MPa

3.Calculul pistonului Calculul de rezistenta al pistonului se face dupa stabilirea principalelor sale dimensiuni pebaza datelor statistice ale motoarelor existente si care s-au comportat bine in exploatare

H 0.85 D:= H 75.65= mm

L 0.55 D:= L 48.95= mm

h 0.11 D:= h 9.79= mm

l1 0.55 D:= l1 48.95= mm

l2 0.3 D:= l2 26.7= mm

δ 0.15 D:= δ 13.35= mm

c1 0.15 D:= c1 13.35= mm

ri 23:= mmSe adopta urmatoarele valori:

H 75:= L 45:= l1 46:= l2 29:= h 10:= δ 12:=

Verificarea capului pistonului:

Capul pistonului se verifica la rezistenta ca o placa circulara incastrata pe contur si incarcatacu o sarcina uniform distribuita. Solicitarea capului pistonului e data de formula:

σf 0.1875 pmax 1-( )riδ

2:= σf 6.199= MPa σaf 30:= MPa

Verificarea sectiunii slabite:

Pistonul se verifica la compresiune in sectiunea x-x, deoarece forma constructiva, cugauri in dreptul segmentului de ungere, duce la slabirea acestei sectiuni

Aa 5281.017:= mm2

σc pmaxπ D24 Aa:= σc 11.78= MPa

Efortul unitar admisibil la compresie este sac=20-40 MPa

Verificarea mantalei:

Suprafata de frecare (ghidare) a pistonului se verifica la uzura

Nmax 5310.65:= N Aev 5153:= mm2

pNmaxAev

:= p 1.031= MPa

Valoarea maxima a presiunii nu trebuie sa depaseasca 1.5 MPa

Determinarea diametrului pistonului la montaj:

Diametrul pistonului la montaj se determina in asa fel incit sa asigure jocul la cald necesarfunctionarii normale - pentru aliaje din aluminiu - pentru fonta

αp 17.5 10 6-:=1K

αc 10.7 10 6-:=1K

- pentru racirea cu apa Tc 370:= K temperatura cilindrului

Tp 200:= K temperatura pistonului

T0 288:= K

- jocul pistonului la partea superioara Δs 0.184:= mm

- jocul pistonului la partea superioara Δi 0.125:= mm

DpD 1 αc Tc T0-( )+[ ] Δs-

1 αp Tp T0-( )+:= Dp 89.031= mm

DiD 1 αc Tc T0-( )+[ ] Δi-

1 αp Tp T0-( )+:= Di 89.09= mm

4.Calculul boltului de piston

Boltul de piston este solicitat in timpul lucrului de o sarcina mecanica variabila cavaloare si sens iar in unele perioade de functionare a motorului caracterul solicitarii seapropie de cel de soc. Miscarea oscilanta si temperatura relativ ridicata de la umeriipistonului determina conditii nefavorabile pentru realizarea unei frecari lichide : de aici siuzura accentuata a boltului. Pentru calculul boltului se considera o grinda pe doua reazeme incarcata cu o fortauniform distribuitape lungimea piciorului bielei. Schema de incarcare se vede in figura. Conventional forta ceactioneaza asupra boltului se considera a fi forta maxima de presiune a gazelor diminuatade forta de inertie data de masa pistonului.

Boltul se verifica la uzura in piciorul bielei si in umerii pistonului, la incovoiere insectiunea mediana, la forfecare in sectiunile dintre piciorul bielei si partea frontala a umaruluipistonului si la ovalizare

Verificarea la uzura:

-se face calculind presiunile specifice de contact, care caracterizeaza conditiile de ungere, atitpentru piciorul bielei cit si pentru umeri

db 0.23 D:= db 20.47= mm

dbi 0.52 db:= dbi 10.644= mm

l 0.86 D:= l 76.54= mm

Se adopta: db 20:= dbi 12:=

l 60:= lb 24:=

lp 30:= j 1:= b 22:=

Presiunea pe suprafata piciorului bielei

Fmax 36638.52:= N Fmin 131.48:= N

pbFmaxdb lb

:= pb 76.33= MPa

Presiunea pe suprafata umerilor pistonului

ppFmax

2 db lp:= pp 30.532= MPa

La motoarele existente presiunea specifica variaza in limitele: pb=(40-90) MPa sipp=(25-54) MPa

Verificarea la incovoiere:

Efortul unitar maxim la incovoiere este

σimaxFmax l 0.5 lb+ 4 j+( )

1.2 db3 1dbidb

4-

:=

σimax 333.243= MPa

σiminFmin l 0.5 lb+ 4 j+( )

1.2 db3 1dbidb

4-

:=

σimin 1.196= MPa

In continuare se calculeaza efortul unitar mediu si amplitudinea eforturilor unitare

σaσimax σimin-

2:= σa 166.024= MPa

σmσimax σimin+

2:= σm 167.22= MPa

Se verifica valoarea simax<sa=(25-50) MPa In continuare se calculeaza coeficientul de siguranta c2max=(1-2.2)

βk 1:= coeficientul efectiv de concentrare la sarcina variabila

ε 0.8:= factorul dimensional

γ 1.1:= coeficientul de calitate al suprafetei

σ 340:= MPa rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere

σ0 1.5 σ:= σ0 510= MPa rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere

ψ2 σ σ0-

σ0:= ψ 0.333= coeficientul tensiunilor

c2σ

βkε γ

σa ψ σm+

:= c2 1.391=

Verificarea la forfecare:

Efortul unitar de forfecare se calculeaza cu relatia urmatoare:

τ0.85 Fmax 1

dbidb

+dbidb

2+

db2 1dbidb

4-

:= τ 175.321= tadm=150-220 MPa otel aliat

Calculul la ovalizare:

In ceea ce priveste calculul la ovalizare se pleaca de la ipoteza ca boltul este incarcat cu osarcina distribuita sinusoidal. Pentru a corecta inexactitatile ipotezei rezultatele obtinute semajoreaza cu coeficientul kSolicitarile maxime apar la diametrul interior al boltului. Valorile acestor eforturi secalculeaza astfel:

h1,h2,h3,h4,k sint coeficienti care depind de dbidb

η1 9.8:= η2 7.2:= η3 3.6:=

η4 8.8:= kov 1.38:=

σ1Fmaxl db

η1:= σ1 299.215= MPa

σ2Fmaxl db

η2:= σ2 219.831= MPa

σ2 219.831=σ3Fmaxl db

η3:= MPa

σ4Fmaxl db

η4:= σ4 268.682= MPa

Valorile maxime admisibile pentru aceste eforturi sunt sa=(150-300) MPa

Calculul jocului de montaj

Δδmax0.09 Fmax

l 2.1 105

ldbidb

+

ldbidb

-

3

kov:= Δδmax 0= mm

Se recomanda ca deformatia de ovalizare sa fie mai mica decit jocul radial la cald D1

Δ1 0.0005 db:= Δ1 0.01= Δ12

0.005= ΔδmaxΔ2

Calculul jocului la montaj:

aol - coeficientul de dilatare al materialului boltului αol 12 10 6-:=1k

aal - coeficientul de dilatare al materialului pistonuluiαal 20 10 6-:=

1k

tb - temperatura boltului tb 423:= k

tp - temperatura pistonului tp 450:= k

t0 - temperatura mediului ambiant t0 293:= k

ΔΔ1 db αol tb t0-( ) αal tp t0-( )-[ ]+

1 αal tp t0-( )+:= Δ 0.022-= mm

5.Calculul segmentilor. In ansamblul lor segmentii realizeaza etansarea pe baza efectului de labirint, cu altecuvinte spatiile dintre segmenti permit destinderea treptata a gazelor si prelungesc drumulparcurs de acestea. astfel in zona ultimului segment viteza de curgere si cantitatea de gazescad pina la valori practic neglijabile Calculul segmentului urmareste stabilirea urmatoarelor obiective: determinarea presiuniimedii elastice pentru stabilirea formei segmentului in stare libera si montata: determinareacelor doua dimensiuni de baza a segmentului: verificarea eforturilor unitare ce apar insegment la deschiderea lui astfel incat la montaj sa nu depaseasca valoareaadmisibila:determinarea jocurilor la rece si la cald precum si verificarea rosturilor la caldpentru a preveni impactul intre capete in timpul functionarii.

Presiunea medie elastica:

E 1.2 105:= MPa g_elast 0.196:= S0 10:= t 3:= mm

pe0.425

3 g_elast-E

S0t

Dt

1-

3 Dt

:= pe 0.087= MPa

pe=0.1..0.4 MPa segmenti de compresie

Realizarea unei anumite repartitii a presiunii segmentului asupra oglinzii cilindruluiimpune o curbura variabila a fibrei medii a segmentului in stare libera. trasarea fibreimedii a segmentului in stare libera se poate face luind in consideratie deplasarile relativeradiale si unghiulare.

Tensiunea la montarea pe piston:

La montaj prin desfacerea segmentului in sectiunea opusa capetelor apar tensiuniunitare maxime care trebuie calculate pentru a preveni ruperile p 2:= m - coeficient care depinde de metoda de montaj a segmentului

σ'max2p

E1

13 g_elast-( ) π

S0t

-

Dt

1-

2

:= σ'max 90.769= MPa

Valorile admisibile pentru s'max=230 MPa

Grosimea radiala t:

kn 1.742:= σa 100:= MPa

x 0.5 0.815σa

kn pe+:= x 22.125:= t

Dx

:= t 4.023=

x=D/t=22-24 pentru D=50-100 mm

Tensiunea maxima:

σmax2 kn

π 3 g_elast-( )E

S0t

Dt

1-

2:= σmax 32.25:= MPa

Tensiunea maxima admisibila smax=30-45 MPa

Jocul la capetele segmentului in stare calda:

Δ'3 0.0015 D:= Δ'3 0.134= mm

Jocul la capetele segmentului :

Δ3 0.0030 D:= Δ3 0.267= mm

6.Calculul bielei In timpul functionarii biela este solicitata de fortele de presiune a gazelor si de fortele deinertie variabile ca marime si sens. Datorita acestor forte, biela este solicitata la compresiune,intindere si incovoiere transversala

Calculul piciorului bielei

Masa pistonului:

Masa bielei:

Masa piciorului:

Masa capului:

Masa capacului de biela:

Raza manetonului:

Unghiul de incastrare:

Forta de intindere:

mp 0.882:= Kg

mb 1.434:= Kg

m1b 0.275 mb:=

m1b 0.394= Kg

m2b 0.725 mb:=

m2b 1.04= Kg

mcp 0.3 m2b:=

mcp 0.312= Kg

r 27.1 10 3-:= m

ϕc 120π

180:=

n 3000:=rotmin

λ1

3.6:=

Fjp mp rπ n30

2 1 λ+( ):= Fjp 3014.345= N

Modulul de elasticitate al materialului bielei: EOl 2.2 105:= MPa

Aria sectiunii piciorului: Ap 150:= mm2

Grosimea radiala a piciorului: hp 6:= mm

Latimea piciorului bielei: a 23:= mm

Raza corespunzatoare fibrei medii: rm 23:= mmSolicitarea de intindere:

M0 Fjp rm 0.00033 ϕc 0.0297-( ):=

M0 2011.182-= Nm

N0 Fjp 0.572 0.0008-( ):=

N0 1721.794= N

Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare sint:

Mi M0 N0 rm 1 cos ϕc( )-( )+ 0.5 Fjp rm sin ϕc( ) cos ϕc( )-( )-:=

Mi 10037.48= Nm

Ni N0 cos ϕc( ) 0.5 Fjp sin ϕc( ) cos ϕc( )-( )+:=

Ni 1197.939= N

Tensiunile in sectiunea de incastrare in fibra interioara si exterioara sint:

Kb 1:= in cazul in care nu exista bucsa in piciorul bielei

σii 2 Mi6 rm hp-

hp 2 rm hp-( ) Kb Ni+

1a hp:= σii 88.69= MPa

σie 2 Mi6 rm hp+

hp 2 rm hp+( ) Kb Ni+

1a hp:= σie 75.821= MPa

Tensiunile trebuie sa se incadreze in intervalul 150-450 MPa

Solicitarea de compresiune:

Piciorul bielei, asa cum s-a precizat este solicitat si la compresiune de forta Fc.

Fcπ D2

4pmax Fjp-:= Fc 59197.044= N

In ipoteza ca aceasta se repartizeaza dupa o lege sinusoidala pe jumatatea inferioara apiciorului bielei, se vor obtine niste eforturi unitare de compresiune in fibra interioara siexterioara cu o varitie precizata. In sectiunea de incastrare C-C va apare un moment incovoietor M'c calculabile cuurmatoarele relatii:M'0 Fc rm 0.0011:= M'0 1497.685= Nm

N'0 Fc 0.003:= N'0 177.591= N

Nc N'0 cos ϕc( ) Fcsin ϕc( )

2ϕcπ

sin ϕc( )-1π

cos ϕc( )-

+:=

Nc 788.349= N

Mc M'0 N'0 rm 1 cos ϕc( )-( )+ Fc rmsin ϕc( )

2ϕcπ

sin ϕc( )-1π

cos ϕc( )-

-:=

Mc 12549.752-= Nm

Eforturile de compresiune in piciorul bielei vor fi: -in fibra exterioara

σce1

a hp2- Mc

6 rm hp+hp 2 rm hp+( ) kov Nc+

:= σce 91.828= MPa

-in fibra interioara

σci1

a hp2- Mc

6 rm hp-hp 2 rm hp-( ) kov Nc+

:= σci 107.918= MPa

Intervalul pentru valorile admisibile ale tensiunilor de comprimare 150-300 MPa

- Calculul deformatiei:

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

EOl 2.2 105:= N/mm2

Ia hp3

12:= I 414=

δ8 Fjp rm3 ϕc 90-( )2

106 EOl I:= δ 0.025= mm

Calculul corpului bielei.

Calculul la intindere si compresiune:

Calculul corpului bielei se face in cel putin doua sectiuni : in sectiunea mediana I-I, iardaca sectiunea variaza pronuntat in lungul corpului bielei se face calculul si pentrusectiunea II-IICorpul bielei este solicitat la intindere compresiune si flambaj

mj m1b mp+( ):= mj 1.276= kg

-pentru sectiunea I-I

F mj- rπ n30

2 1 λ+( ):= F 4362.085-= N

Fcpπ D2

4pmax mj r

π n30

2 1 λ+( )-:= Fcp 57849.303= N

:=

A 294:= mm2 aria sectiunii care se calculeaza

Efortul unitar de compresiune si efortul unitar de intindere se calculeaza astfel :

σc 11.78= MPaσc

FcpA

:= σiFA

:= sadm=150-300 MPaσi 14.837-= MPa

Calculul la flambaj:

In sectiunea I-I forta Fc poate provoca flambajul bielei. Eforturile la flambaj in cele douaplane sunt aproximativ egale pentru dimensiuni ale sectiunilor judicios alese ; considerand corpulbielei ca o bara articulata la capete eforturile de flambaj sunt:

σf 1.1FcpA

:= σf 216.443= MPa sadm=150-300 MPa

Calculul coeficientului de siguranta:

σ1t 400:= MPa β 1:= ε 0.65:= ψ 0.3:= γ 1.12:=

σmax σf:= σmin σi:=

σaσmax σmin-

2:= σa 115.64= MPa

σm 167.22= MPaσm

σmax σmin+2

:=

cσ1t

βε γ

σa ψ σm+

:= c 2.115= c este recomandat 2-2.5

Calculul capului bielei.

Capul bielei se verifica la intindere sub actiunea fortei de inertieIpotezele de calcul sunt :-forta de inertie se repartizeaza pe capac dupa o lege sinusoidala. -sectiunea periculoasa se afla in dreptul locasurilor suruburilor de biela-capul bielei este o bara curba continua, capacul fiind montat cu strangere.-cuzinetii se deformeaza impreuna cu capacul bielei preluind o parte din efort proportional cu momentul de inertie al sectiunii transversale.

Fjc r-π n30

2 mp m1b+( ) 1 λ+( ) m2b mcp-( )+[ ]:= Fjc 6308.584-= N

-momentul de inertie al capacului:

-momentul de inertie al cuzinetului:

-aria sectiunii capacului:

-aria sectiunii cuzinetului:

-momentul de rezistenta al capacului:

-distanta dintre axele suruburilor bielei:

Icp 5716.66:= mm4

Ic 32.55:= mm4

Acp 350:= mm2

Ac 62.5:= mm2

Wcp 816.66:= mm3

lp 70:= mm

σ Fjc0.023 lp

1IcIcp

+

Wcp

0.4Acp Ac+

+

:= σ 18.484-= MPa

sadm=160-300 MPa

Calculul coeficientului de siguranta:

Coeficientul de siguranta pentru ciclul pulsator:

c 2σ1t

σmax 1 ε+( ):= c 2.24= c recomandat 2.25-3

δ0.0024 Fjc lp2EOl Icp Ic+( )

:= δ 0-=

7. Calculul arborelui cotit

Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica lapresiune specifica si incalzire, la oboseala si la vibratii de torsiune. Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptandu-se prinprelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti.

Verificarea fusurilor la presiune si incalzire Pentru apreveni expulzarea peliculei de lubrifiant dintre fusuri si cuzinet trebuie sa selimiteze presiunea maxima pe fusuri. Presiunea specifica conventionala maxima pe fusurile manetoane si paliere se calculeazaastfel;

dm 54:= mm -diametrul fusului maneton dp 62:= mm -diametrul fusului palier

mm -lungimea fusului paliermm -lungimea fusului maneton lp 38:=lm 32:=mm -grosimea bratuluimm -latimea bratului h 18:=b 80:=

a 28:= mm

Rmmax 55912.42:= N -forta maxima ce incarca fusul maneton

Rpmax 57740.2:= N -forta maxima ce incarca fusul palier

pmmaxRmmaxdm lm

:= pmmax 32.357= MPa ppmaxRpmaxdp lp

:= ppmax 24.508= MPa

Presiunea specifica medie conventionala pe fusurile manetoane si paliere se determinacu relatiile:Rmm 9860.71:= N Rmm si Rpm reprezinta mediile aritmetice ale valorilor

fortelor care incarca fusurile paliere si manetoaneRpm 14408.62:= N

pmRmmdm lm

:= pm 5.706= MPa ppRpmdp lp

:= pp 6.116= MPa

Verificarea fusului la incalzire se efectueaza initial pe baza unui ciclu simplificat siacesta se refera la determinarea coeficientului de uzura.ξ 1.06:=

Km pm ξπ dm n

60

3:= Km 2036626.908=

Kp pp ξπ dp n

60

3:= Kp 2593878.913=

Verificarea prin aceasta metoda nu ia in considerare factorii caracteristici airegimului hidrodinamic de ungere.

Verificare la oboseala. Calculul arborelui cotit ca o grinda static nedeterminata implica dificultati. De aceeacalculul impune adoptarea unor scheme simplificate de incarcare si deformare careconsidera arborele cotit ca o grinda discontinua alcatuita dintr-un numar de parti egal cunumarul coturilor. Calculul se efectueaza pentru fiecare cot in parte in urmatoareleipoteze simplificatoare:a) fiecare cot reprezinta o grinda simplu rezemata pe doua reazeme.b) reazemele sunt rigide si coaxiale.c) momentele de incovoiere in reazeme se neglijeaza.d) fiecare cot lucreaza in domeniul amplitudinilor maxime ale momentelor de incovoiere side torsiune si a fortelor variabile ca semn. e) In reazemul din stanga cotului actioneaza un moment de torsiune egal cu sumamomentelor coturilor care preced cotul de calcul

Calculul fusului palier la oboseala.

Mpmin 302.36-:= Nm Mpmax 1107.42:= Nm

Wpπ dp3

32:= Wp 23397.797=

σpminMpmin 103

Wp:= σpmin 12.923-=

σpmaxMpmax 103

Wp:= σpmax 47.33=

τ_1 180:= σpaσpmax σpmin-

2:= MPa

γ 1.2:=

σpmσpmax σpmin+

2:= MPax 2.5:=

τ0 1.8 τ_1:= ψr2 τ_1 τ0-

τ0:=

Coeficientul de siguranta se calculeaza cu relatia:

Cpτ_1

xγ

σpa ψr σpm+

:= Cp 2.783=

Calculul fusului maneton la oboseala

Mtmax 507350:= Nm Mtmin 259376-:= Nm

Wpmπ16

dm3:= Wpm 30917.984= mm3

τmaxMtmaxWpm

:= τmax 16.41=

τminMtminWpm

:= τmin 8.389-=

βτ 2:= εr 0.7:= ψr 0.1:=

γt 1.1:= τ_1 180:=

τaτmax τmin-

2:= τm

τmax τmin+2

:=

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea la torsiune este dat de relatia:

Cττ_1

βτγt εr

τa ψr τm+

:= Cτ 5.52=

Calculul fusului maneton la incovoiere se face pe baza urmatoarelor relatii:

Mimax 485623:= Nm Mimin 359376-:= Nm

Wmπ16

dm3:= Wm 30917.984= mm3

σmaxMimax

Wm:= σmax 15.707= MPa

σminMiminWm

:= σmin 11.624-= MPa

βσ 2:= εr 0.7:= ψr 0.1:= γσ 0.8:= σ_1 280:=

σaσmax σmin-

2:= σm

σmax σmin+2

:=

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de incovoiere este dat de relatia:

Cσσ_1

βσγσ εr

σa ψr σm+

:=Cσ 5.713=

Coeficienul de siguranta global:

CmCσ Cτ

Cσ2 Cτ2+:= Cm 3.97=

Calculul bratului arborelui cotit.

Bratul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de intindere, compresiune,incovoiere si torsiune.Coeficientii de siguranta pentru aceste solicitari se determina inmijlocul laturii mari a sectiunii tangente fusului palier unde apar cele mai marieforturi unitare. In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere

Bzmax 74433:= Bzmin 62324:=

σmax Bzmax6 a

b h2

1b h

+

:= σmax 534.126= MPa

σmin Bzmin6 a

b h2

1b h

+

:= σmin 447.232= MPa

σmσmax σmin+

2:= σa

σmax σmin-2

:=

γσ 1.1:= ψσ 0.1:= x 1.5:= σ_1 280:=

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de incovoiere este dat de relatia:

Cσσ_1

xγσ

σa ψσ σm+

:=Cσ 2.585=

Bratul arborelui cotit este supus si la solicitarea de torsiune

K 0.27:= Tmax 23545:= Tmin 9854-:=

τmax0.5 a Tmax

K b h2:= τmax 47.101= MPa

τmin0.5 a Tmin

K b h2:= τmin 19.713-= MPa

+ -

τmτmax τmin+

2:= τa

τmax τmin-2

:=

x 2:= ψt 0.1:= γt 1.1:=

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea la torsiune este dat de relatia:

Ctτ_1

xγt

τa ψt τm+

:=Ct 2.898=

Coeficientul de siguranta global:

CbrCσ Ct

Cσ2 Ct2+:= Cbr 1.929=

8. CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUTIE

Parametri principali ai distributiei.

da 32:= mm -diametrul talerului supapei de admisie

dca 0.8da:= - diametrul canalului de admisiedca 25.6= mm

de 28:= mm -diametrul talerului supapei de evacuare

dce 0.95 de:= - diametrul canalului de evacuaredce 26.6= mm

δ 6:= mm -diametrul tijei supapei

Viteza de curgere a gazelor prin canal:

WmS 10 3- n

30:= Wm 8.2=

ms

i 2:= numarul supapelor de admisie si evacuare

WcaD2

dca2 δ2-( ) iWm:= Wca 52.435=

ms

WceD2

dce2 δ2-( ) iWm:= Wce 48.359=

ms

Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime: - admisie 40..80 m/s - evacuare 70..100 m/s

Aria sectiunii efective de trecere:

Acaπ4

dca2 δ2-( ):= Aca 486.444= mm2

Aceπ4

dce2 δ2-( ):= Ace 527.442= mm2

Viteza de curgere a gazelor pentru hmax:

h 6.5:= inaltimea maxima de ridicare a supapelor γ 45:=

Asamax π h dca cos γπ

180

h sin γπ

180

cos γπ

180

2+

:=

Asamax 416.576= mm2

Asemax π h dce cos γπ

180

h sin γπ

180

cos γπ

180

2+

:=

Asemax 431.015= mm2

Wsa Wmπ D2

4 Asamax i:= Wsa 61.229=

ms

Wse Wmπ D2

4 Asemax i:= Wse 59.178=

ms

Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime: - admisie 70..90 m/s - evacuare 80..100 m/s

Determinarea profilului camei

Se foloseste o cama profilata dupa metoda polinomiala, care considera pentru fiecareportiune a camei o variatie a acceleratiei de tip polinomial avind termenii polinomului degrade corespunzatoare unei progresii aritmetice.

a 8:= p a 2+:= q p a+:= r q a+:= s r a+:= hm 0.004:=

ωπ n30

:= α0 90π

180:= α 90-

π180 89-

π180, 90

π180..:=

Cp2 q r s

p 2-( ) q p-( ) r p-( ) s p-( ):= Cq

2- p r sq 2-( ) q p-( ) r q-( ) s q-( )

:=

Cr2 p q s

r 2-( ) r p-( ) r q-( ) s r-( ):= Cs

2- p q rs 2-( ) s p-( ) s q-( ) s r-( )

:=

C2p- q r s

p 2-( ) q 2-( ) r 2-( ) s 2-( ):=

hs α( ) hm 1 C2αα0

2+ Cp

αα0

p+ Cq

αα0

q+ Cr

αα0

r+ Cs

αα0

s+

:=

vs α( ) hmωα0 2 C2

αα0

p Cpαα0

p 1-+ q Cq

αα0

q 1-+ r Cr

αα0

r 1-+ s Cs

αα0+

:=

as α( ) 2 C2 p p 1-( ) Cpαα0

p 2-+ q q 1-( ) Cq

αα0

q 2-+ r r 1-( ) Cr

αα0

r 2-+

s s 1-( ) Csαα0

s 2-+

...

:=

0

2.5 10 3-

5 10 3-Ridicarea camei

hs α( )

α 180π

2-

1-

0

1

2Viteza

vs α( )

α

2 103

4 103

Acceleratia tachetului

2- 103

0

2 103as α( )

α

Calculul de rezistenta al pieselor mecanismului.

Masele reduse ale mecanismului.

md' 40:=g

cm2 md md' Aca 10 2-:= md 194.578=

Calculul arcurilor supapei.

Arcurile trebuie sa mentina supapa inchisa si sa asigure legatura cinematica intre ea sicama cand fortele de inertie tind sa desprinda tachetul de pe cama, la orce regim defunctionare. Forta minima a arcului (F0) se deternina din conditia nedeschiderii supapei deevacuare la depresiunea din cilindru

ps 1.5 105:= N/m2 - presiunea de supraalimentare

pr 1.25 105:= N/m2 - presiunea in cilindru in timpul evacuarii

- coeficient de rezervakr 2:=

Fgaπ dca 10 3-( )2

4ps pr-( ):= Fga 12.868= N

F0 25:= Fmax kr F0:= Fmax 50=

Dimensiunile arcului

Dr 0.95 dca:= Dr 24.32= mm

Diametrul sarmei

χ 1.24:=

τ 500:= N/mm2 - rezistenta admisibila pentru otelul de arc

d8 χ Fmax Dr

π τ:= d 2.771= mm Se adopta d 2.8:= mm

Numarul de spire active:

G 8.1 104:= N/mm2 - modulul de elasticitate transversal

irχ G d Fmaxπ Dr τ

:= ir 5.152:=

i ir 2+:= i 7.152= - numarul spirelor active

Pasul arcului este:Δmin 0.6:= mm - jocul minim intre spirele arcului

t dFmax

ir+ Δmin+:= t 5.251:= mm

Calculul arborelui de distributie.

Fr 15.6:= Fjmax 16.5:= Fg 13.2:= ls 28:= l1 30:= lt 116:=

Ft Fr Fjmax+ Fg+( )lslt:=

σ 0.418Ft Eb r

:= σ 23.476= N/mm2

sadm=60..120 N/mm2

Sageata de incovoiere

l 104:= mm d 24:= mm

f 6.8Ft l12 1 l12+( )

E l d4( ):= f 0.079:= mm

Calculul culbutorului.

σ 0.418 Ftlt E

ls b r:= σ 195.582:= N/mm2

s 1-

hmω2

α02

E 120000=

b 16:=