calcule motor stefan.doc

8/19/2019 calcule motor stefan.doc

1/51

Sa se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare cuurmatoarele caracteristici:

Pn=77kw

nn= 4000rot/min

i=4 numarul de cilindrii

Alezajul D=76 mm

Cursa S=82 mm

1.Calculul cilindrului motorului Se alege solutia constructiva cu camasa umeda.

Calculul grosimii cilindruluiGrosimea cilindrului se determina considerindu-l ca un vas cu pereti subtiri supus la presiune interioara.In urma calculului termic am obtinut:

D 76:= m

S 82:= m

pmax 8.5:= MPa

Se adopta pentru onta cenusie: !c"#$

!ig.1 %lemente constructive ale camasi umede


2/51

σt 100:= MPa

δ 0.5 D⋅ pmaxσt

⋅:= δ 5.12:= m

Se adopta grosimea δ 5:= m s D1 D 2 δ⋅+:= D1 86= m

&eriicarea tensiunilor sumare:

DmedD D1+

2:= m Dmed 81= m

'ensiunea de intindere in sectiunea transversala este

σt 0.25 pmax⋅Dmed

δ⋅:= m σt 34= MPa

'ensiunea de incovoiere se calculeaza astel

( π

32

D14

D4−

D1⋅:= ( 24359.489= mm)

*max 4307:=

* + 36:=

m

p g - presiunea maxim, a gazelor *mm"/0

d - grosimea peretelui cilindrului mm/0

N - orta normal, pe peretele cilindrului *m/0

h - distanta din P.M.I. pn, la axa boltului mm/.

σi *max +⋅

(:= σi 6.365= MPa

Σσ σt σi+:= Σσ 40.79= MPa

'ensiunea sumara totala nu trebuie sa depaseasca 23 MPa


3/51


4/51

".Calculul pistonului Calculul de rezistenta al pistonului se ace dupa stabilirea principalelor sale dimensiuni pe bazadatelor statistice ale motoarelor existente si care s-au comportat bine in exploatare

4 1 D

⋅:=4 76

=m

5 0.7 D⋅:= 5 53.2= m

+ 0.11 D⋅:= + 8.36= m

+c 0.046 D⋅:= +c 3.496= m

l1 0.61 D⋅:= l1 46.36= m

δ 0.26 D⋅:= δ 19.76= m

di 0.76 D⋅:= di 57.76= m

!ig." Dimensionarea pistonului

&eriicarea capului pistonului:

Capul pistonului se veriica la rezistenta ca o placa circulara incastrata pe contur si incarcata cu osarcina uniorm distribuita. Solicitarea capului pistonului e data de ormula:


5/51


6/51

σ 0.1875 pmax 1−6 7⋅di

δ

2⋅:= σ 12.016= MPa σa 90 200−:= MPa

Determinarea diametrului pistonului la monta8:

Diametrul pistonului la monta8 se determina in asa el incit sa asigure 8ocul la caldnecesar unctionarii normale

- pentru alia8e din aluminiu - pentru onta

α p 17.5 10 6−⋅:=

1

9 αc 10.7 10

6−⋅:= 1

9

- pentru racirea cu apa 'c 370:= 9 temperatura cilindrului

'p 200:= 9 temperatura pistonului

'$ 288:= 9

- 8ocul pistonului la partea superioara ∆s 0.286:= m

- 8ocul pistonului la partea superioara ∆i 0.226:= m

DpD 1 αc 'c '$−6 7⋅+ /⋅ ∆s−

1 α p 'p '$−6 7⋅+:= Dp 75.898= m

DiD 1 αc 'c '$−6 7⋅+ /⋅ ∆i−

1 α p 'p '$−6 7⋅+:= Di 75.958= m

Calculul zonei port-segmentid 75.5:=Valorile eforturilor unitare se calculează astfel:

σ i 2.88 pmax⋅

Dp

2

d

2−

+c

2

⋅:= σ i 0.079= MPa

τ

0.76 pmax⋅ π⋅Dp

2

2d

2

2

−

⋅

πDp

2

2 d2

2−

⋅

:= τ 6.46= MPa

σ ec+ σ i2

4 τ 2⋅+:= σ ec+ 12.92= MPa


7/51


8/51

pme - presiunea meie efecti!ă

pme 1.61:= *

mm

2

l 17:= m

l -distan:a de la undul pistonului la generatoarea aleza8ului boltului mm/.

d1 d2

0.02135Dp

2

l⋅ pme⋅

−:= d1 75.423= m

l; 10:= m

l' - distanta dintre planul care delimiteaz, zona port-segment si generatoarea aleza8ului pentru bolt mm/.

d" d2

0.0513Dp

2

l;⋅ pme⋅

−:= d" 75.184= m

Calculul mantalei pistonului

ps -presiunea specifică pe mantaua pistonului.


9/51


10/51

*

mm2 psm

*max

Dp 5⋅ $?2>$.1$2 *m

"/ la motoarele de autocamioane si tractoare0

psm = @>$?A>$.1$2 *m"/ la motoarele de autoturisme0 psm = 1$.1$

2 *m

"/ la motoarele supraalimentate cu pistoane matritate din alia8e

de aluminiu

Grosimea peretelui mantalei> recpectiv diametrele interioare se determin, cu urm,toarele relatii: -Bn planul axei boltului:

l1 30:= m

l 1 - distanta de la partea inerioar, a pistonului la axa boltului mm/0

l) d2

0.02135Dp2

l1⋅ pme⋅

−:= l) 75.456= m

l;1 9:= m

l 1' - distanta de la partea inerioar, a pistonului la planul Bn care se calculeaz, grosimea

mantalei mm/.

Verificarea sectiunii slabite:

Pistonul se veriica la compresiune in sectiunea x-x> deoarece orma constructiva> cu gauri in dreptulsegmentului de ungere> duce la slabirea acestei sectiuni

Dc 71.2:= m diametrul pistonului in zona segmentului de ungere

z 8:= gaur

dg 2...3 dg 2:= m


11/51

"alculul #ocurilor se$mentilor %n canal:

&rosimea se$mentului:

9 0.08:= constanta

σ a 65:= *

mm2

bDp

29

pmax

100⋅⋅

1

σ a⋅:= b 1.94:= m

p gmax - presiunea maxim, din cilindru da*mm /

σ a - eortul unitar admisibil da*mm" /

σ a C 2>2?D>2 da*mm"/

'istanta intre se$mant si umărul pistonului:

- pentru se$mentul e foc:

- pentru ceilalti se$menti e compresie:

- pentru se$mentul e un$ere:

f 1 0.075:=

" 0.028:=

) 0.046:=

t1 4.6:= m t" 4.6:= m t) 4.6:= m

81 f 1t1

b⋅ α p⋅ 'c⋅ Dp⋅:= 81 0.087= m

8" "t"

b⋅ α p⋅ 'c⋅ Dp⋅:= 8" 0.033= m

8) )t)

b⋅ α p⋅ 'c⋅ Dp⋅:= 8) 0.054= m


12/51


13/51

). Calculul boltului de pistonEoltul de piston este solicitat in timpul lucrului de o sarcina mecanica variabila ca valoare si sens

iar in unele perioade de unctionare a motorului caracterul solicitarii se apropie de cel de soc. Miscareoscilanta si temperatura relativ ridicata de la umerii pistonului determina conditii neavorabile pentru

realizarea unei recari lic+ide : de aici si uzura accentuata a boltului. Pentru calculul boltului se considera o grinda pe doua reazeme incarcata cu o orta uniormdistribuita pe lungimea piciorului bielei. Sc+ema de incarcare se vede in igura. Conventional orta ce actioneazaasupra boltului se considera a i orta maxima de presiune a gazelor diminuata de orta de inertie datade masa pistonului.

Eoltul se veriica la uzura in piciorul bielei si in umerii pistonului> la incovoiere in sectiuneamediana> la orecare in sectiunile dintre piciorul bielei si partea rontala a umarului pistonului si laovalizare

Verificarea la uzura:

-se ace calculind presiunile speciice de contact> care caracterizeaza conditiile de ungere> atit pentru piciorucit si pentru umeri

db 0.34 D⋅:= db 25.84= mm

dbi 0.7 db⋅:= dbi 18.088= mm

l 0.88 D⋅:= l 66.88= mm

!ig.@ Dimensionarea pistonului


14/51


15/51

(un$imea e contact cu piciorul )ielei:

lb 0.32 D⋅:= lb 24.32= m

lp 20:= m 8 1.5:= m b 27:= m

Presiunea pe supraata piciorului bielei

!max 45236.23:= * !min 256.3:= *

pb!max

db lb⋅:= pb 71.983= MPa

Presiunea pe supraata umerilor pistonului

pp !max2 db⋅ lp⋅

:= pp 43.766= MPa

5a motoarele existente presiunea speciica variaza in limitele: pb6@$-3$7 MPa si pp6"2-2@7 MPa

&eriicarea la incovoiere:

!ig.2 Sc+ema de calcul

%ortul unitar maxim la incovoiere este

σimax!max l 0.5 lb⋅+ 4 8⋅+6 7⋅ 0.1⋅

1.2 db3⋅ 1

dbi

db

4−

⋅

:= σimax 24.451=


16/51


17/51

σimin!min l 0.5 lb⋅+ 4 8⋅+6 7⋅

1.2 db3⋅ 1

dbi

db

4−

⋅

:=σimin 1.385= MPa

In continuare se calculeaza eortul unitar mediu si amplitudinea eorturilor unitare

σa σimax σimin−

2:= σa 11.533= MPa

σm σimax σimin+

2:= σm 12.918= MPa

Se veriica valoarea simax=sa6"2$?2$$ 7 MPa

βF 1:= coeicientul eectiv de concentrare la sarcina variabila

ε 0.8:= actorul dimensional

γ 1.1:= coeicientul de calitate al supraetei

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

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

ψ 2 σ⋅ σ$−

σ$:= ψ 0.333= coeicientul tensiunilor

c" σ

βF

ε γ ⋅

σa⋅ ψ σm⋅+:= c" 2.3:=

&eriicarea la orecare:

%ortul unitar de orecare se calculeaza cu relatia urmatoare:

τ

0.85 !max⋅ 1dbi

db+

dbi

db

2

+

⋅

db2

1dbi

db

4−

⋅

:= τ 165.962= adm612$?""$7*mm"


18/51

Calculul la ovalizare:

In ceea ce priveste calculul la ovalizare se pleaca de la ipoteza ca boltul este incarcat cu o sarcinadistribuita sinusoidal. Pentru a corecta inexactitatile ipotezei rezultatele obtinute se ma8oreaza cu

coeicientul F Solicitarile maxime apar la diametrul interior al boltului. &alorile acestor eorturi se calculeaza astel:

1>">)>@>F sint coeicienti care depind de raportuldbi

db

η1 12.5:= η" 6:= η) 4.2:= η@ 7.9:= Fov 1.56:=

!ig. epartitia sarcini

σ1!max

l db⋅η1

2⋅:= σ1 163.598= MPa

σ"!max

l db⋅ η"⋅:= σ" 157.054= MPa

σ" 157.054= MPaσ)!max

l db⋅ η)⋅:=

σ@!max

l db⋅ η@⋅:= σ@ 206.788= MPa


19/51

!ig.A &ariaHia tensiunilor unitare de ovalizare Bn bolH6a7 i valorile mJrimilor K > η 1> η "> η )>η @ 6b7

&alorile maxime admisibile pentru aceste eorturi sunt a612$-)$$7 MPa

Calculul deormatiei de ovalizare:

∆δmax 0.09 !max⋅

l 2.1⋅ 105⋅

ldbi

db+

ldbi

db−

3

⋅ Fo⋅:= ∆δmax 0.0045:= m

Se recomanda ca deormatia de ovalizare sa ie mai mica decit 8ocul radial la cald

∆1 0.0005 db⋅:= ∆1 0.013=∆1

20.006= ∆δmax

∆

2≤

Calculul 8ocului la monta8:

ol - coeicientul de dilatare al materialului boltului αol 12 10 6−⋅:=

1

F al - coeicientul de dilatare al materialului pistonului αal 20 10

6−⋅:= 1F

tb - temperatura boltului tb 423:=

tp - temperatura pistonului tp 450:=

t$ - temperatura mediului ambiant t$ 293:=


20/51


21/51

4. Calculul bielei In timpul unctionarii biela este solicitata de ortele de presiune a gazelor si de ortele de inertievariabile ca marime si sens. Datorita acestor orte> biela este solicitata la compresiune> intindere siincovoiere transversala Calculul piciorului bielei

Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conorm datelor din literatura despecialitateKc+iul bielei este solicitat la intindere de orta de inertie a ansamblului pistonului> la compresiune deorta de presiune a gazelor.Pentru a eectua calculele de rezistenta se considera piciorul bielei ca o bara curba incastrata in regiuneade racordare C-C cu corpul bielei.!orta de inertie se considera ca actioneaza uniorm repartizara pe 8umatatea superioara apiciorului bieleiIn sectiunea periculoasa C-C va apare momentul incovoietor

Masa pistonului:

Masa bielei:

Masa piciorului:

Masa capului:

Masa capacului de biela:

Lng+iul de incastrare:

!orta de intindere:

mp 0.28:= 9g

mb 0.42:= 9

m1b 0.275 mb⋅:= m1b 0.116= 9g

m"b 0.725 mb⋅:= m"b 0.305= 9g

mcp 0.3 m"b⋅:= mcp 0.091= 9g

φc 120 π

180⋅:=

!ig.# Dimensionarea piciorului bielei


22/51

rm 15:= m

Solicitarea de intindere:

!ig.3 Sc+ema de calcul a piciorului bielei la Bntindere r 40 103⋅:=

rm 15=M$ !8p rm⋅ 0.00033 φc⋅ 0.0297−6 7⋅:=


23/51

r S

2:= r 41= m

n 4000:= rot

minλ 1

3.6:= !8p mp r ⋅ π n⋅

30

2

⋅ 1 λ+6 7⋅:= !8p 2573797.873= *

Modulul de elasticitate al materialului bielei: %Kl 2.2 105⋅:= MPa


24/51


25/51

Momentul incovoietor si orta normala in sectiunea de incastrare sunt:

Mi M$ *$ rm⋅ 1 cos φc6 7−6 7⋅+ 0.5 !8p⋅ rm⋅ sin φc6 7 cos φc6 7−6 7⋅−:=

Mi 4023.6:= *

*i *$ cos φc6 7⋅ 0.5 !8p⋅ sin φc6 7 cos φc6 7−6 7⋅+:=

*i 2369.3:= *'ensiunile in sectiunea de incastrare in ibra interioara si exterioara sint:

9b 1:= in cazul in care nu exista bucsa in piciorul bielei

σii 2− Mi⋅ 6 rm⋅ +p−+p 2 rm

⋅+p

−6 7

⋅

⋅ 9b *i⋅+

1

a +p

⋅

⋅:= σii 355.22:= MPa

σie " Mi⋅ 6 rm⋅ +p++p 2 rm⋅ +p+6 7⋅

⋅ 9b *i⋅+

1

a +p⋅⋅:= σie 214.35:= MPa

'ensiunile trebuie sa se incadreze in intervalul 12$-@2$ MPa

Solicitarea de compresiune:

!ig. 1$ Sc+ema de calcul a piciorului bielei la compresiune


26/51


27/51

Piciorul bielei> asa cum s-a precizat este solicitat si la compresiune de orta !c.

!c π D

2⋅

4

pmax⋅ !8p−:= !c 2656.4:= *

In ipoteza ca aceasta se repartizeaza dupa o lege sinusoidala pe 8umatatea inerioara a piciorului bielei>obtine niste eorturi unitare de compresiune in ibra interioara si exterioara cu o varitie precizata. In sectiunea de incastrare C-C va apare un moment incovoietor M;c calculabile cu urmatoarele relatii:

M;$ !c rm⋅ 0.0011⋅:= M;$ 43.831= *

*;$ !c 0.003⋅:= *;$ 7.969= *

*c *;$ cos φc6 7⋅ !csin φc6 7

2

φc

π sin φc6 7⋅−

1

π cos φc6 7⋅−

⋅+:=

*c 35.376= *

Mc M;$ *;$ rm⋅ 1 cos φc6 7−6 7⋅+ !c rm⋅sin φc6 7

2

φc

πsin φc6 7⋅−

1

πcos φc6 7⋅− ⋅−:=

Mc 367.276−= *

%orturile de compresiune in piciorul bielei vor i: -in ibra exterioara

σce 1

a +p⋅ 2 Mc⋅

6 rm⋅ +p++p 2 rm⋅ +p+6 7⋅

⋅ Fov *c⋅+

⋅:=σce "A).":= MPa

-in ibra interioara

σci 1

a +p⋅ 2− Mc⋅

6 rm⋅ +p−+p 2 rm⋅ +p−6 7⋅

⋅ Fov *c⋅+

⋅:= σci 1#3.1":= MPa

Intervalul pentru valorile admisibile ale tensiunilor de comprimare 12$-)$$ MPa

- Calculul deormatiei:

Deormatia produsa piciorului bielei sub actiunea ortei de inertie se determina astel:

%Kl 2.2 105⋅:= *mm"

Ia +p

3⋅12

:= I 781.276=


28/51


29/51

δ 8 !8p⋅ rm3⋅ φc 90−6 72⋅

106

%Kl⋅ I⋅:= δ 0.06:= m

Calculul corpului bielei.

Calculul la intindere si compresiune:

Calculul corpului bielei se ace in cel putin doua sectiuni : in sectiunea mediana I-I> iar dacasectiunea variaza pronuntat in lungul corpului bielei se ace calculul si pentru sectiunea II-IICorpul bielei este solicitat la intindere compresiune si lamba8%ortul unitar de intindere se calculeaza astel :

!ig.11 Dimensionarea corpului bielei

m8 m1b mp+6 7:= m8 0.396= F

-pentru sectiunea I-I

! m8− r ⋅ π n⋅

30

2⋅ 1 λ+6 7⋅:= ! 2369.36:= *

!cp π D

2⋅4

pmax⋅ m8 r ⋅ π n⋅

30

2⋅ 1 λ+6 7⋅−:=!cp 3693.34:= *

< 294:= mm" aria sectiunii care se calculeaza


30/51

%ortul unitar de compresiune si eortul unitar de intindere se calculeaza astel :

σc 21.923= MPa

σc

!cp

capacul iind montat cu strangere.-cuzinetii se deormeaza impreuna cu capacul bielei preluind o parte din eort proportional cu momentul de inertie al sectiunii transversale.In aceasta situatie eortul unitar de intindere in ibra interioara este :

!ig. 1" Sc+ema de calcul a capului bielei


31/51

!8c r − π n⋅

30

2⋅ mp m1b+6 7 1 λ+6 7⋅ m"b mcp−6 7+ /⋅:= !8c 28590.731:= *

-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:= mm@

Ic 32.55:= mm@


32/51


33/51

Calculul suruburilor de biela

Suruburile de biela sunt solicitate la intindere de orta initiala !sp si de orta de inertie amaselor in miscare de translatie si a maselor in miscare de rotatie care se ala deasupra planului

de separatie dintre corp si capac. Pentru a asigura strangerea necesara cuzinetilor> orta de strangere initiala a suruburilortrebuie sa ie mai mare decat orta de inertie care revine unui surub

z 2:= χ 0.15:=

!i !8c:= !i1 !i

z:= !i1 14295.365= *

!sp 2 !i1⋅:= !sp 28590.731= *

!s !sp χ !i1⋅+:= !s 30735.036= *

'inand seama de ortele ce solicita suruburile de biela> acestea se dimensioneaza in unctie desolicitarea la intindere si se veriica la oboseala Diametrul undului iletului se determina astel:

cc 2:= coeicient de siguranta

c1 1.3:= actor ce tine seama de solicitarile la torsiune

c" 1.2:= actor ce tine seama de curgerea materialului

σc 1200:= limita de curgere a materialului suruburilor

ds cc− 4

π⋅

c1

c"⋅

!s

σc⋅:= ds 5.53:= m

Diametrul partii neiletate

d;s cc− 4

π⋅

!s

σc⋅:= d;s 5.07:= m

Calculul coeicientului de siguranta:


34/51


35/51

σm σmax σmin+

2:= σv

σmax σmin−2

:=

σm 1235.018= MPa σv 44.639= MPa

Pentru ciclul de solicitare de tip pulsator> coeicientul de siguranta se determina astel:

β 5.2:= ε 0.85:= γ 1.2:= ψ 0.2:= σ 1 600:= MPa

cσ 1

β

ε γ ⋅

σv⋅ ψ σm⋅+:= c 2.62:= c recomandat ".2-@

2.C la oboseala si la vibratii de torsiune. Calculul arborelui cotit are un caracter de veriicare> dimensiunile lui adoptandu-se prin prelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti. &eriicarea usurilor la presiune si incalzirePentru apreveni expulzarea peliculei de lubriiant dintre usuri si cuzinet trebuie sa se limiteze

presiunea maxima pe usuri.

Presiunea speciica conventionala maxima pe usurile manetoane si paliere se calculeaza astel0

!ig.1) Dimensionarea arborelui cotit


36/51

dm 43:= m -diametrul usului maneton dp 46:= m -diametrul usului palier

lm 25.5:= m -lungimea usului maneton lp 53.2:= m -lungimea usului palier

b 110:= m -latimea bratului + 13:= m -grosimea bratului

a 29:=


37/51

m

mmax 128183.2:= * -orta maxima ce incarca usul maneton

pmax 25781.05:= * -orta maxima ce incarca usul palier

pmmaxmmax

dm lm⋅:= pmmax 116.902= MPa ppmax

pmax

dp lp⋅:= ppmax 10.535= MPa

Presiunea speciica medie conventionala pe usurile manetoane si paliere se determina cu relatiile:

mm 9860.71:= * mm si pm reprezinta mediile aritmetice ale valorilorortelor care incarca usurile paliere si manetoanepm 14408.62:= *

pm mmdm lm⋅:=

pm 8.993= MPa

pppm

dp lp⋅:= pp 5.888= MPa

&eriicarea usului la incalzire se eectueaza initial pe baza unui ciclu simpliicat si acesta se reera ldeterminarea coeicientului de uzura.

ξ 1.06:=

9m pm ξ π dm⋅ n⋅

60⋅

3⋅:= 9m 2797043.219=

9p pp ξ π dp⋅ n⋅

60⋅

3

⋅:= 9p 2504147.624=


38/51

&eriicarea prin aceasta metoda nu ia in considerare actorii caracteristici ai regimului+idrodinamic de ungere.&eriicare la oboseala. Calculul arborelui cotit ca o grinda static nedeterminata implica diicultati. De aceea calculul impune

adoptarea unor sc+eme simpliicate de incarcare si deormare care considera arborele cotit ca o grindadiscontinua alcatuita dintr-un numar de parti egal cu numarul coturilor. Calculul se eectueaza pentruiecare cot in parte in urmatoarele ipoteze simpliicatoare:a7 iecare cot reprezinta o grinda simplu rezemata pe doua reazeme. b7 reazemele sunt rigide si coaxiale.c7 momentele de incovoiere in reazeme se negli8eaza.d7 iecare cot lucreaza in domeniul amplitudinilor maxime ale momentelor de incovoiere si de torsiunesi a ortelor variabile ca semn. e7 In reazemul din stanga cotului actioneaza un moment de torsiune egal cu suma momentelorcoturilor care preced cotul de calcul

Calculul usului palier la oboseala.

!usul palier este solicitat la torsiune si incovoiere dupa un ciclu asimetric. Deoarece lungimea usuluieste redusa> momentele incovoietoare au valori mici si in aceste conditii se renunta la veriicarea laincovoiere. !usurile paliere dinspre partea anterioara a arborelui cotit sunt solicitate la momentederasucire mai mici decat acelea ce actioneaza in usurile dinspre partea posterioara a arborelui si maiales asupra usului inal> deoarece in acesta se insumeaza momentele medii produse de iecare cilindru.Calculul trebuie dezvoltat pentru iecare cilindru in parte> ceea ce implica insumarea momentelor detorsiune tinandu-se cont de ordinea de aprindere.

!ig.1@ Calculul usului palier

Mpmin 302.36:= * Mpmax 1107.42:= * (p π dp

3⋅32

:= (p 9555.939=

σ pminMpmin 10

3⋅(p

:= σ pmin 31.641= σ pmaxMpmax 10

3⋅(p

:= σ pmax 115.888=


39/51


40/51

τ 1 180:= σ pa σ pmax σ pmin−

2:= MPa

γ 1.2:=

σ pm

σ pmax σ pmin+2:= MPax 2.5:=

τ$ 1.8 τ 1⋅:= ψ r 2 τ 1⋅ τ$−

τ$:=

Coeicientul de siguranta se calculeaza cu relatia:

Cp τ 1

x

γ

σ pa⋅ ψ r σ pm⋅+

:= Cp 1.876=

Calculul usului maneton la oboseala

!usul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune. Calculul se eectueaza pentru un cot ce se spri8in pe doua reazeme si este incarcat cu orte concentrate. Deoarece sectiunea momentelor maxime ale acestosolicitari nu coincide in timp> coeicientul de siguranta se determina separat pentru incovoiere si torsiunesi apoi coeicientul global de siguranta eactiunile din reazeme se determina din conditia deec+ilibru a ortelor si momentelor. %ste convenabil ca ortele ce actioneaza asupra usului sa sedescompuna in doua directii: una in planul cotului cealalta tangentiala la usul maneton. Calculul usului maneton la torsiune se ace pe baza urmatoarelor relatii:

Mtmax 507350:= * Mtmin 9376:= *

(pm π

16dm

3⋅:= (pm 15611.163= mm)

τmaxMtmax

(pm:= τmax 32.499=

τminMtmin

(pm:= τmin 0.601=

!ig.12βτ 2:= εr 0.7:= ψ r 0.1:= γ t 1.1:= τ 1 180:=

τa τmax τmin−

2:= τm

τmax τmin+2

:=


41/51

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

Cτ τ 1

βτ

γ t εr ⋅

τa⋅ ψ r τm⋅+

:= Cτ 2.6:=

Calculul usului maneton la incovoiere se ace pe baza urmatoarelor relatii:

Mimax 485623:= * Mimin 9376:= *

(m π

16dm

3⋅:= (m 15611.163= mm)

σmaxMimax

(m

:= σmax 31.107= MPa

σminMimin

(m:= σmin 0.601= MPa

βσ 2:= εr 0.7:= ψ r 0.1:= γσ 0.8:= σ 1 280:=

σa σmax σmin−

2:= σm

σmax σmin+2

:=

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

Cσ σ 1

βσ

γσ εr ⋅

σa⋅ ψ r σm⋅+:= Cσ 4.994= Coeicienul de siguranta global:

CmCσ Cτ⋅

Cσ2

Cτ 2+

:= Cm 2.306=

Calculul bratului arorelui cotit.

Eratul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de intindere> compresiune> incovoieresi torsiune.Coeicientii de siguranta pentru aceste solicitari se determina in mi8locul laturii mari asectiunii tangente usului palier unde apar cele mai mari eorturi unitare. In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere


42/51

'ensiunea totala se calculeaza astel:

!ig.1 Calculul bratului

Ezmax 74433:= Ezmin 2324:=

σmax Ezmax 6 a⋅

b +2⋅

1

b +⋅+ ⋅:= σmax 748.734= MPa

σmin Ezmin 6 a⋅

b +2⋅

1

b +⋅+ ⋅:= σmin 23.378= MPa

σm σmax σmin+

2:= σa

σmax σmin−2

:=

γσ 1.1:= ψσ 0.1:= x 1.5:= σ 1 280:=

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

Cσ σ 1

x

γσ

σa⋅ ψσ σm⋅+

:= Cσ 3.6:=


43/51

Eratul arborelui cotit este supus si la solicitarea de torsiune

9 0.27:= 'max 23545:= 'min 5854:=

τmax 0.5 a⋅ 'max⋅9 b⋅ +2⋅

:= τmax 68.018= MPa

τmin 0.5 a⋅ 'min⋅

9 b⋅ +2⋅:= τmin 16.911= MPa

τm τmax τmin+

2:= τa

τmax τmin−2

:=

x 2:= ψ t 0.1:= γ t 1.1:=

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

Ct τ 1

x

γ t

τa⋅ ψ t τm⋅+

:= Ct 2.9:=

Coeicientul de siguranta global:

Cbr Cσ Ct⋅

Cσ2

Ct2+

:= Cbr 2.258=


44/51


45/51

6. CALCULUL MECA!"MULU! #E #!"$%!&U$!E

Parametri principali ai distributiei.

!ig.1A Dimensionarea supapei

da 27:= m - diametrul talerului supapei de admisie

dca 0.865 da⋅:= - diametrul canalului de admisie

dca 23.355= mde 25:= m - diametrul talerului supapei de evacuare

dce 0.865 de⋅:= - diametrul canalului de evacuare

dce 21.625= m

δ 5.5:= m - diametrul ti8ei supapei

Viteza de cur'ere a 'azelor prin canal:

(mS 10

3−⋅ n⋅30

:= (m 10.933=m

s

i 4:= numarul supapelor de admisie si evacuare

(caD

2

dca2 δ2−( ) i⋅(⋅:= (ca 30.644=

m

s

(ceD

2

dce2

δ2−( ) i⋅

(⋅:= (ce 36.095=m

s

Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puteriimaxime: - admisie @$..#$ ms - evacuare A$..1$$ ms


46/51

Aria sectiunii efective de trecere:


47/51

#eterminarea profilului camei

Se oloseste o cama proilata dupa metoda polinomiala> care considera pentru iecare portiune acamei o variatie a acceleratiei de tip polinomial avind termenii polinomului de grade

corespunzatoare unei progresii aritmetice.

a 6:= p a 2+:= N p a+:= r N a+:= s r a+:= +m 0.009:=

ω π n⋅

30:= α$ 90

π

180⋅:= α 90−

π

180⋅ 89−

π

180⋅, 90

π

180⋅..:=

Cp 2 N⋅ r ⋅ s⋅ p 2−6 7 N p−6 7⋅ r p−6 7⋅ s p−6 7⋅:=CN 2− p⋅ r ⋅ s⋅N 2−6 7 N p−6 7⋅ r N−6 7⋅ s N−6 7⋅:=

Cr 2 p⋅ N⋅ s⋅

r 2−6 7 r p−6 7⋅ r N−6 7⋅ s r −6 7⋅:=

Cs 2− p⋅ N⋅ r ⋅

s 2−6 7 s p−6 7⋅ s N−6 7⋅ s r −6 7⋅:=

C" p− N⋅ r ⋅ s⋅

p 2−6 7 N 2−6 7⋅ r 2−6 7⋅ s 2−6 7⋅:=

+s α6 7 +m 1 C" α

α$

2⋅+ Cp αα$

p⋅+ CN αα$

N⋅+ Cr αα$

r ⋅+ Cs αα$

s⋅+

⋅:=

vs α6 7 +m ω

α$⋅ 2 C"⋅

α

α$

⋅ p Cp⋅ αα$

p 1−⋅+ N CN⋅ αα$

N 1−⋅+ r Cr ⋅ αα$

r 1−⋅+ s Cs⋅ αα$

s 1−⋅+

⋅:=

as α6 7 2 C"⋅ p p 1−6 7⋅ Cp⋅ α

α$

p 2−⋅+ N N 1−6 7⋅ CN⋅

α

α$

N 2−⋅+ r r 1−6 7⋅ Cr ⋅

α

α$

r 2−⋅+

s s 1−6 7⋅ Cs⋅ α

α$

s 2−⋅+

...

+m⋅ ω

2

α$⋅:=


48/51

90− 60− 30− 0 30 60 900

0.0025

0.005

0.0075

0.01

idicarea camei

+s α6 7

α 180

π⋅

m/

90− 60− 30− 0 30 60 905−

2.5−

0

2.5

5

&iteza

vs α6 7

α 180

π⋅

ms/

90− 60− 30− 0 30 60 903000−

750−

1500

3750

6000


49/51

Calculul de rezistenta al pieselor mecanismului.

Masele reduse ale mecanismului.

md; 50:=g

cm2

md md;


50/51

Pasul arcului este:

∆min 0.6:= m - 8ocul minim intre spirele arcului

t d!max

ir

+ ∆min+:= t 5.251:= m

Calculul arborelui de distributie.

!ig.1# Calculul arborelui de distributie

*

mm2% 2.1 10

5⋅:=

!r 5960:= !8max 3225:= * !g 2321:= * l1 32:= m lt 112:= m b 16:= m

!t !r !8max+ !g+6 7:= !t 11506= *ic 1:=

σ 0.418!t %⋅ b r ⋅

⋅:= σ 1148.611= *mm"

adm$$..1"$$ *mm"

Sageata de incovoiere

l 112:= m d 16:= m

6.8!t l1

2⋅ 1 l12+( )⋅% l⋅ d4( )⋅

⋅:= 0.053= m


51/51

&eriicarea la torsiune

8 13:= m

Mt !8max !r +6 7 ic⋅ 8⋅:=

(p π d

3⋅16

1 δ

4

d4

− ⋅:= (p 793.018= mm3

τ tMt

(p:=

*

mm2τ t 150.57=

calcule motor stefan.doc

Documents