4 Silindirli Motor Projesi

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir.

1-ANA BOYUTLARIN HESABI VERİLENLER Ne = 70 Ps, N = 2000 2000 d/dak Sourer motoru, ta şıt diesel motoru. Diesel, su so ğutmalı, dört silindirli (z = 4), dört zamanlı.

SEÇİLENLER 1. ε = 1,05 – 1,2 … Yüksek devirli diesel mot. 2. Pme = 5,5 – 6,5 kp/cm2 … Taşıt diesel mot.

SİLİNDİR ÇAPI HESABI = (D) D = 104,53

Ne ε .n Pme . . z

Formülünden hesaplanacak. hesaplanacak.

1-) Pme = 5,5 ve ε = 1,1 için; D = 104,5.3 2-) Pme = 6 ve ε = 1,1 için;

D = 104,5.3

70 = 11,82cm = 118,2mm 1,1.2000.5,5.4 70 = 11,48cm = 114,8mm 1,1.2000.6.4

3-) Pme = 6,5 ve ε = 1,1 için; D = 104,5.3

70 = 11,18cm = 111,8mm 1,1.2000.6,5.4

4-) Pme = 5,5 ve ε = 1,15 için; D = 104,5.3

70 = 11,64cm = 116,4mm 1,15.2000.5,5.4

5-) Pme = 6 ve ε = 1,15 için; D = 104,5.3

70 = 11,31cm = 113,1mm 1,15.2000.6.4

6-) Pme = 6,5 ve ε = 1,15 için; D = 104,5.3

70 = 11,01cm = 110,1mm 1,15.2000.6,5.4

7-) Pme = 5,5 ve ε = 1,2 için; D = 104,5.3

70 = 11,48cm = 114,8mm 1,2.2000.5,5.4

8-) Pme = 6 ve ε = 1,12 için; D = 104,5.3

70 = 11,15cm = 111,5mm 1,2.2000.6.4

9-) Pme = 6,5 ve ε = 1,2 için; D = 104,5.3

70 = 10,85cm = 108,5mm 1,2.2000.6,5.4 1

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. ε =

H D

ε = 1,1

ε = 1,15

ε = 1, 2

Pme = 5,5

Pme = 6

Pme = 6,5

D = 11,82 cm

D = 11,48 cm

D = 11,18 cm

H = 13,00 cm

H = 12,63 cm

H = 12,30 cm

D = 11,64 cm

D = 11,31 cm

D = 11,01 cm

H = 13,40 cm

H = 13,00 cm

H = 12,66 cm

D = 11,48 cm

D = 11,15 cm

D = 10,85 cm

H = 13,78 cm

H = 13,38 cm

H = 13,04 cm

H = ε.D ‘ den hesaplanacak; hesaplanacak; 1. H = 1,1 · 11,82 = 13,00 cm

6. H = 1,15 · 11,01 = 12,66 cm

2. H = 1,1 · 11,48 = 12,63 cm

7. H = 1,2 · 11,48 = 13,78 cm

3. H = 1,1 · 11,18 = 12,30 cm

8. H = 1,2 · 11,15 = 13,38 cm

4. H = 1,15 · 11,64 = 13,40 cm

9. H = 1,2 · 10,85 = 13,04 cm

5. H = 1,15 · 11,31 = 13,00 cm

ΣD = 11,82+11,48+11,18+11,64+11,31+11 11,82+11,48+11,18+11,64+11,31+11,01+11,48+11,15+10 ,01+11,48+11,15+10,85 ,85 ΣD = 101,93 cm ΣH = 13,00+12,63+12,30+13,40+13,00+12 13,00+12,63+12,30+13,40+13,00+12,66+13,78+13,38+13 ,66+13,78+13,38+13,04 ,04 ΣH = 105,19 cm Dort. =

∑ D 101,93 = 11,3cm = 113mm Dort ≅ 110mm seçildi. = 9 9

Hort. =

∑ H 105,19 = = 13,02cm = 130,2mm 9 9

STROK BOYU HESABI (H) Strok boyu hesab ı için; ε = 1,20 seçildi. H = ε D . = 1,20.110 = 132mm

H ≅ 130mm seçildi.

2


2-ENDİKATÖR D YAGRAMININ İ YAGRAMININ ÇİZİMİ TERMODİNAMİK HESAPLAR SEÇİLENLER P0=Patm=1 kp/cm2 t0=27ºC => T0=300ºK P1=Patm=1 kp/cm2 T1=67ºC => T1=340ºK

ΔT = T3 - T2 = 800ºK, T4 - T3 = 500ºK ρ = 2,2 (Kesme Oranı)

ε = 13 (Sık ıştırma Oranı)

ns = 1,38

>>

V H =

π D 2

4

ng = 1,23 H =

π .(1,1) 2

4

Politropik Üsler

(1,3) ⇒ V H = 1,235lt

0 Noktası Şartlar ı V 0 = V C =

1,235 = 0,1029 ε − 1 13 − 1 V H

=

V0 = 0,1029 lt, VC = 0,1029 lt

T0 = 27+273 = 300 ºK, P0 = Patm = P1; P0 = 1 atm = 1 kp/cm 2

1 Noktası Şartlar ı P1 = 1 kp/cm2; T1 = 67 + 273 = 340 ºK V1 = VC + a.VH = 0,1029 + 1,235 => V 1 = 1,251 lt P1 = 1 kp/cm2; T1 = 340 ºK

2 Noktası Şartlar ı ε d = 1 + a.(ε − 1) = 1 + 0,93.(13 − 1) = 12,16 ⇒ ε d = 12,16

P 2 = P 1 .ε d ns = 1.(12,16)1, 38 = 21,42kp / cm 2 T 2 = T 1 .ε d ns −1 = 340.(12,16)1, 38−1 = 878 K o

V 2 = V C = 0,1029lt

V2 = 0,1029 lt; P2 = 31,42 kp/cm2; T1 = 878 ºK

3

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. 3 Noktası Şartlar ı ΔT = T3 - T2 = 800ºK, ΔT T 2

=

P 3 =

Δ P P 2

⇒

T 3 − T 2 T 2

=

P 3 − P 2 P 2

⇒

800 P 3 − 31,42 = 878 31,42

800.31,42 + 31,42 = 60km / cm 2 878

V3 = VC = V2 = 0,1029 lt; T3-T2 = 800 ºK =>T3 = 800+878 = 1678 ºK V3 = 0,1029 lt; P3 = 60 kp/cm2; T3 = 1678 ºK

4 Noktası Şartlar ı V4 = ρ ⇒ V 4 = ρ .V 3 = 2,2.0,1029 = 0,226lt V3 P4 = P3 = 60 kp/cm2; T4-T3 = 500 ºK => T4 = 500+1678 = 2178 ºK V4 = 0,226 lt; P4 = 60 kp/cm2; T4 = 2178 ºK

5 Noktası Şartlar ı P 4 .V 4

ng

= P 5 .V 5

ng

V5 = VC + VH = 0,1029 + 1,235 = 1,338 lt. 60.(0.226)1, 23 = P 5 .(1,338)1, 23 60.(0.226)1, 23 P 5 = = 6,7kp / cm 2 1, 23 (1,338) T 5 = T 4 .

1 ε

ng −1

.ρ ng −1 = 2178.

1 1, 23−1

13

.(2,2)1, 23−1 => T5 = 1447 ºK

V5 = 1,338 lt; P5 = 6,7 kp/cm2; T5 = 1447 ºK

4


5

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. ORTALAMA EFEKTİF BASINÇ HESABI Ne

P me = (104,5) 3 .

ξ .n. z D . 3

= (104,5) 3 .

70 1,2.2000.4.(11) 3

Pme = 6,252 kp/cm2

PİSTON HIZININ HESABI C m =

H .n

=

30

0,130.2000 = 8,66m / sn. 30

Cm = 8,66 m/sn.

SİLİNDİR HACMİNİN HESABI V H =

π D 2

H =

4

π .(1,1) 2

4

(1,3) ⇒ V H = 1,235lt

VH : Toplam silindir hacmi = 1.235.4 = 4,94 lt

Nlt’NİN HESABI N lt =

Ne V H

=

Ps 70 = 14,17 strokhacmi lt 4,94

ENDİKATÖR D İYAGRAMINDA HESAP α=kp/cm²,

β=cm³, VH=cm³

S = S1 – S2 = 44 – 12 = 32 cm³ ölçüldü. P mi =

S .α .β V H

=

32.3.100 ⇒ P mi = 7,77 1235

Pme = ηm.Pmi; η=0,80 alındı. Pme = 0,80.7,77 ≈ 6,22 kp/cm² = Pme diyagram Pmediyagram = 6,22 kp/cm² Pmeseçilen= 6,25 kp/cm² idi. Pmediyagram ≈ Pmeseçilen

6


3.1 – PİSTON HESABI Pistonun vazifesi, silindir kafas ı ve silindir çeperleri ile havay ı veya gaz kar ışımlar ını kaçırmayacak şekilde bir odac ık teşkil etmek ve gaz ın genişlemesi sırasında gaz bas ıncından aldığı kuvveti biyel yardımı ile krank miline geçirmektir.

A – PİSTON UZUNLUĞU = (L) Dieseller için : ØD<20 mm ise L=1,2.D … (Ders Notlar ı) L = 1,2.110 = 132 mm :

L = 132 mm

B – PERNONUN YERİ = (A,B) Diesel ……… A = 0,65.L = 0,65.132 = 86 mm B = L-A = 132- 86 = 46 mm

>> Ders Notlar ı

C – ÜST SEGMANIN YERİ = (C) Dieseller için …. (Enterpolasyon yapılarak) ØD = 110 mm için; C = 20 mm alındı.

>> Ders Notlar ı

D – SEGMAN ADETİ Dieseller için . . . ØD<135 mm oldu ğundan; Kompresyon segman ı adeti =

3

Yağ segman ı adeti

2

=

Toplam

5 adet .. >> Ders Notlar ı

E – SEGMANLAR ARASI MESAFE = (hl) hl = 4 mm alındı …. >> Ders Notlar ı

F – PERNO GÖZÜ Dieseller için : dd = 0,4.D = 0,4.110 = 44 mm . . . . . . . . . . . . .

(1)

di/dd = 0,80 ÷ 0,82 = 0,81 => d i = dd.0,81 = 44.0,81 ≈36 mm .

(2)

di = Pernonun iç çap ı, dd = Pernonun dış çapı 300 mm < dd < 50 mm olduğundan; Perno tolerans ı = -0+0,007 mm(3)

G – PERNO GÖZLERİ ARASINDAK İ MESAFE = (bb) D > 70 mm ise b b = 25 + (D-70).25/50 mm 7

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. b b = 25 + (110-70). 25/50 = 45 mm. b b=45mm

H – PİSTON YÜZÜ ET KALINLIĞI = (hc) Piston yüzünün et kal ınlığı her taraftan gerilmiş bir plaka olarak yap ılır. Yapılan hesaplarda et kal ınlığını bulabilmek için ortadaki gerilme dikkate al ınır. Ortada radyal ve teğetsel gerilmeler birbirine e şittir.

σr : Radyal Gerilme σt : Teğetsel Gerilme 2 ⎛ 1 ⎞ P .r σ r = σ t = 3.⎜1 + ⎟. 2 ⎝ m ⎠ 8.hc

Burada; hc

= Piston yüzü et kal ınlığı.

r = Piston yar ıçapı P = Piston yüzüne tesir eden max. Kuvvet (= max. Yanma bas ıncı) m = Poisson katsay ısı (metaller için: m=10/3 al ınacak) Radyal ve te ğetsel gerilmelerin eşitliğinden; P max .r 2

σ r = σ t = σ = 0,488.

hc ≅ r .

0,5 P . max

hc2

Bulunur. Bu denklemden

Elde edilir.

σ max

σ değeri seçilirken bir emniyet faktörü al ınır. α : Emniyet katsayısı σ = σ max ≤ σ em =

20.....30 α

kp / mm 2

Pmax (En büyük yanma bas ıncı) = 60 kp/cm2 dir. (P3=P4) σ max =

25 = 12,5kp / mm 2 ⇒ σ em = 12,5kp / mm 2 = 1250kp / cm 2 2

r = Piston yar ıçapı =D/2 =110/2 = 55 mm = 5,5 cm hc = r .

0,5 P . max σ max

= 5,5.

hc ≅ 0,8cm ≅ 8mm

0,5.60 1250

Alındı.

8


PİSTON MUKAVEMET HESABI A- DİNAMİK ZORLAMALARA KAR ŞI KONTROL Ortada radyal ve te ğetsel gerilmeler birbirine e şittir. Kenarlarda radyal ve teğetsel gerilmeler farklıdır. Radyal Gerilme: P max .r 2

σ r = 0,75.

hc2

60.(5,5) 2 = 0,75. = 2126kp / cm 2 2 0,8

Teğetsel Gerilme: σ t =

σ r m

P max .r 2

= 0,225.

hc2

60.(5,5) 2 = 0,225. = 638kp / cm 2 2 0,8

B- TERMİK ZORLAMALARA KAR ŞI KONTROL Yanma neticesinde ısı yükü pistonun takriben 2h l ık k ısmından silindire geçer. Elde edilen gücün %20’sinin segmanlarla so ğutma suyuna geçti ğini kabul edelim: N ' =

N Z z

.ϕ =

70 .0,20 = 3,5[ PS ] 4

N: Üretilen Isı

φ: 0,20

N’: Soğutma suyuna geçen ısı eşdeğerindeki güç. Isının tarayacağı yüzey: 2π .r .2c dir. q=

632. N ' 632.3,5 632.3,5 = = ⇒ q = 232760,82 Kgl/m2h 2 2 2 π .r D (0,11) π . π . 4 4

t i − t d =

q.r 2

4.h.λ

< Δtem

2.h = c + Segman yükseklikleri + Segman aral ıklar ı Hızı çok diesel motorlar ı için normal teğetsel gerilmeli segmanlar kullan ılır. (H. BINARK, Hızı çok mot. Hareket elemanlar ı, Sf:67 Prog:2)

Kompresyon Segmanlar ı: (Normal teğetsel gerilmeli) Segman Yükseklikleri

:

1.Sıra

2.Sıra

3.Sıra

4 mm

3,5 mm

3 mm

1.Sıra

2.Sıra

6 mm

5,5 mm

Yağ Segmanları: Segman Yükseklikleri

:

9

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Segman aralıkları için: 4 tane segman aral ığı var. hl = 4 mm idi. : 4 tane aral ık için 4.h l = 4.4 = 16 mm olur.

2.h = 20 + [(4+3,5+3)+(6+5,5)]+16 = 58 mm 2.h = 58 mm ise h=29 mm olur. Kompresyon segmanlar ı için :

4,4 mm

Yağ segmanlar ı için

4,2 mm

:

PİSTON MUKAVEMET HESABI VC : Ön yanma odas ının hacmi = 0,1029 lt ≈ 103 cm3 Sourer tipi ön yanma odas ını 4 tane kürenin birle şimi olarak düşünürsek; Kürenin hacmi :

4 3 π .r (1 tane kürenin hacmi) 3

r: Ön yanma odas ını meydana getiren bir tek kürenin yar ıçapı. 4 Adet küre oldu ğundan 4 3

V C = 4.( π .r 3 ) İse r 3 =

103 3 ⎛ 4 ⎞ . Den 103 = 4.⎜ π .r 3 ⎟ ⇒ r ≅ 12mm alındı. 4 4π ⎝ 3 ⎠

10

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. PİSTON İÇ ÖLÇÜLERİ Diesel motorlar ı pistonlar ında iç boyutlar piston çap ına bağlı olarak grafiklerde verilmiştir.

Piston çapına göre verilmi ş olan bu grafiklerden Diesel motor pistonlar ının iç boyutlar ı pratik olarak tespit edilir. Buna göre; a = 65 mm

a1 = 25 mm

b = 80 mm

b1 = 50 mm

c = 88 mm

c1 = 60 mm

d = 100 mm

d1 = 126 mm

11


12


3.1 – PERNO PERNONUN HESABI dd: Perno dış çapı

Dieseller için : dd = 0,4.D = 0,4.110 = 44 mm

di: Perno iç çap ı

di = 0,81.dd = 0,81.44 = 36 mm

b b : Perno gözleri aras ındaki mesafe ØD>70 mm ise :

bb = 25 + ( D − 70).

25 ...(mm), φ D : mm 50

bb = 25 + (110 − 70). F d d .b

≤ 2,9kg / mm 2 ⇒

F d d .b

25 = 45(mm)..bb = 45mm 50

≤ 250kp / cm 2

F : Pim yatağına (perno yatağına) gelen kuvvet = P max . b: biyel başı eni dd : Perno dış çapıdır.

13

π D 2

4

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Genel olarak h ızı çok Diesel motorlar ında: b = (0,3 – 0,6).D olarak al ınır. Perno yuvasının dışındaki et kalınlıklar ını tespit eden d çap ı ise; b = (1,4 – 1,5).D olarak seçilmelidir. Buna Göre: b = (0,3 – 0,6).D ≈ 0,36.D = 0,36.110 ≈ 40 mm Diesel motorlar ında :

L p d d

= 2,2.....2,75

L p≈dd.2,25 = 44.2,25 ≈ 100 mm

L p ≈100 mm

dd =(0,35……0,4).D = 0,4.110 =44 mm

λ=

L p D

d d = 44 mm

= 0,9……0,95 => L p = 0,9.110 = 100 mm

L0 = b b + 2.

t

2

L p = 100 mm

= b b + t

L p = b b + 2.t 100 = 45 + 2.t 2.t = 55 t = 27.5 mm L0 = 45 + 27,5 = 72,5 mm L0 = 72,5 mm L0 = b b +

L p - b b 2

t =

L p - b b 2

L0 =

L p + b b 2

PİSTON PERNOSUNUN YATAKLIK KONTROLÜ Pyp : Piston yatağına gelen kuvvet (yatak piston bas ıncı ) Pyp

60 .π .(11) 2 / 4 ≈ 230 kp/cm2 = = d d .( L p − bb ) 4,4.(10 − 4,5 ) P max .π D . 2 /4

14

Pyp ≈ 230 kp/cm2

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Pyp (emniyet) = 300 - 500 kp/cm2 Pyp < Pyp (emniyet) olduğundan piston pernosu yatakl ık vazifesini emniyetle yapabilir. Pyb : Biyele yatakl ık yapan k ısma gelen kuvvet (=Yatak biyel bas ıncı ) P max .π D . 2 /4

Pyb =

d d .bb

60.π .(11) 2 ≈ 290 kp/cm2 = 4,4.4,5.4

Pyb ≈ 290 kp/cm2 Pyb (emniyet) = 500 - 700 kp/cm2 Pyb < Pyb (emniyet) olmalıdır. Pyb < Pyb (emniyet) olduğundan uygundur Pyp 2 P 2 = olması gerekir. yp ≈ olduğundan uygundur. Pyb 3 Pyb 3

PİSTON PERNOSUNUN EĞİLMEYE GÖRE MUKAVEMETİ

Рmax = P max

π . D 2

4

= 0,6

π .(110) 2

4

= 5702kp

L p + bb 1 1 100 + 45 M e ğ = P max .( ) = .5702.( ) ≅ 103348,75kp.mm

2

W =

π

32

σ e ğ =

.(

4

d d 4 − d i4

M e ğ W

d d

=

2

4

44 4 − 36 4 ) = .( ) ≅ 4615mm 3 32 44 π

103348,75kp.mm ≅ 22,4kp / mm 2 3 4615mm

EC.60 çeli ği için: σ em = 30kp / mm 2 σ e ğ < σ em olduğundan perno e ğilmeye kar şı mukavemetlidir.

15

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. PERNO MALZEMESİ Perno malzemesi olarak seçilecek malzemede oldukça iyi vas ıflar aranır. Bu vasıflar ı şu şekilde sıralayabiliriz. 1) Malzemenin mukavemeti fazla olmal ıdır. 2) Eğilmesi az olmal ıdır. 3) Kayma özellikleri müsait olmal ıdır. 4) Isı altında uzamas ı az olmalıdır. Bu vasıflar ı yerine getirmek üzere muhtelif tertipteki krom-nikelli çelikler kullanılır. Malzemenin umumiyetle iç k ısmı oldukça elastiki, d ış k ısmının ise fazla sert olması istenir. Bunun için de perno malzemesi olarak ekseriya sementasyon çelikleri kullanılır. Avrupa da en çok kullan ılan perno malzemesi 1C60 çeli ğidir. Burada adı geçen perno malzemesi olarak 1C60 çeliği seçilmiştir. 1C60 çeli ğinin terkibi:

C

Cr

Mn

Si

%0,12…0,18

%0,6…0,9

%0,4…0,6

%0,35

Mukavemet değerleri; Kopma mukavemeti

: 70…90 kg/mm 2

Akma mukavemeti

: 70 kg/mm2

Uzama (10.d)

: 9…14 %

Büzülme

: 50…60 %

Çentik darbe mukavemeti

: 8 kg.m/cm 2

Sürekli eğilme mukavemeti : 30 8 kg/mm2

PERNONUN İMALAT ŞEKLİ Piston pernosu, pistonla biyeli birbirine mafsall ı olarak bağlar ve böylece piston başına etki yapan gaz bas ıncını biyel kolu yard ımı ile krank miline iletir. Piston pernosu küçük bir parça olmas ına rağmen büyük bir bas ınç altında çalışır. Bunun için bas ınca ve aşınmaya dayan ıklı alaşımlı çeliklerden yapılır. Aşınmaya dayan ıklılığı arttırmak için ısıl

işlemle yüzey sertle ştirildikten sonra taşlanı p, leplenerek hassas bir şekilde biyel

ayağı ve pistondaki yuvalar ına alıştır ılır.

16

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Pernonun yanma maksimum bas ıncı altındaki eğilmesi bizzat pistonda tepki yapacak kadar büyük olmamal ıdır. Pistonun ölü noktalardan titre şim yapmadan atalet kuvvetlerini yenerek atlayabilmesi için pernonun içi bo şaltılır. Böylece bas ınca dayanıklılık artar. Zayıf piston pernolar ı daima çok tehlikelidirler. Perno zay ıf olduğu takdirde eğilmesi fazla olduğundan ekseriya pernoda herkes taraf ından tanınan meşhur çatlamalar oluşur. Yahut da piston bizzat e ğilir. Bu yüzden de segmanlar s ık ışı p kalırlar. Pernonun piston taraf ındaki yuvalar ının genişlemesi ve bu suretle e ğilme ve k ır ılmalar ının oluşması da pernonun zay ıf olarak boyutland ır ılmış olmasındand ır. Aynı şekilde pernonun pistondaki yuvalar ının konstrüksiyonu da önemlidir. Gaz basınçlar ının piston yüzünden perno yuvalar ına iletimi daha ziyade kaburgalar vas ıtası ile olur. Bugünkü yüksek kompresyon, yüksek güç ve yüksek devirli otomobil ve kamyon motorlar ında, piston pernolar ının aşını p ar ıza yapmadan uzun süre çal ışması için hassas olarak al ıştır ılması gerekir. Perno yuvası mümkün olduğu kadar rijit olmal ıdır. Pernoyu ku şatan malzemenin piston ekseni istikametinde kal ınlaşan et kal ınlığı ile inşası temin edilmelidir. Bunun için yuvanın dış çemberi çizilirken üst ve altta 2 mm fazla yar ıçap olması kâfidir. Yuvanın dış k ısmı 10º ila 15 º meyille ve iyi bir yuvarlatma ile piston kenar ının iç çeperine bağlanır. Piston pernosunun al ıştır ılmasını pernoyu yuvaya sokmak için pistonun 120 º ye kadar ısıtılması kâfi şekilde yapılmalıdır. Perno yerine s ık ı geçmelidir. Piston 120 º kadar ısıtıldığı zaman elle yerine kolayca sürülebilmelidir. Böyle olursa normal çal ışma esnasında perno hafifçe döner ve iyice ya ğlanmış olur. Daha s ık ı bir alıştırma pernonun uzamas ı dolayısı ile piston şaftının yuvarlaklığını kaybetmesini do ğurur ki buda mahsurlu neticeler verir.

17


PERNO

18


3.3 – SEGMANLAR Segmanlar ın başlıca aşağıdaki 3 esas görevi vard ır. 1) Piston ile silindir arasındaki sızdırmazlığı temin ederek gazlar ın yanma odasından kartere kaçmas ını önlemek. 2) Piston üst ölü noktada iken silindire s ıçrayan yağı aşağıya inerken s ıyırarak bu yağın yanma odas ına geçmesini önlemek. 3) Pistonun soğumasını temin etmek. Segmanlar ın bu vazifelerini yapabilmesi için genel olarak kompresyon ve ya ğ segmanlar ı olmak üzere iki tip segman kullan ılır. Kompresyon segmanlar ının gaz s ızdırmazlığını temin edebilmeleri için bu segmanlar ın bir taraftan silindire tam olarak oturmas ı dolayısıyla silindirle aralar ında lineer bir temas bulundurmalar ı yani silindirlerin kayma yüzeyleri ile aralar ında çizgisel bir temas bulundurmalar ı ve diğer taraftan ise yuvalar ı içinde tam olarak oturmalar ı lazımdır. Kompresyon segmanlar ı pistonun üst k ısımlar ına, yağ segmanlar ı ise daha alt taraflar ına tak ılmalıdır. Bunlar ın görevleri ise ya ğı sıyırarak bu ya ğın yanma odas ına girmesini önlemektir. Bu segmanlar ın ortalar ında ayaklar mevcuttur. Ya ğ sıyr ılırken burada toplanır ve buradan içeri do ğru akar. Akan bu ya ğlar piston yuvas ındaki delikler vasıtası ile pistonun iç taraf ına ve buradan kartere geçerler. Diesel motorlar ında yağın içinde bulunabilecek kok parçac ıklar ı sebebi ile bu yar ıklar tıkanabileceklerinde Diesel motorlar ında bunlar ı daha büyük açmak mecburiyeti vardır. Kendi kendini geren segman ın iyi bir şekilde tesir edebilmesi için segmanlar ında belli bir minimum gerilimin mevcut olması lazımdır. Yani segmanın gaz kaçaklar ını önlemesi için yaylanmas ı esnasında silindire belli bir bas ınç ile basmas ı gerekir. Segmanlar ın silindir çeperine olan yüzey bas ıncının seçilmesi motorun dönme sayısı ve silindir çapıyla ilgilidir. Hızı bilhassa çok ta şıt motorlar ında yüksek gerilimli segmanlar kullan ılır. Bu tip motorlarda küçük silindir çaplar ında yüzey bas ıncı 2 kg/cm2 den büyük seçilebilir. Hızı çok Diesel motorlar ında ve normal benzin ta şıt motorlar ında normal gerilimli segmanlar kullanılır.

19

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Hızı az motorlarda ve büyük silindir çaplar ında yüksek yüzey bas ınçlar ı güçlükler doğurur. Bazı hallerde kendi kendini geren segmanlar da segman titre şimi denilen aksaklıklar oluşur ki bu esnada yanma odas ından krank mili hacmine do ğru segman sistemiyle husule gelen gaz kaça ğı normal zamandakinin pek çok misline ç ıkabilir. Bu ar ızalar esnas ında bilhassa karakteristik olan nokta, motorun ya ğ sarfiyatının pek fazla artmasıdır.

SEGMAN ADETİ Dieseller için : ØD<135 mm olduğundan Kompresyon segman ı adedi = 3 (Normal teğetsel gerilimli) Yağ segman ı adeti = 2 (Normal teğetsel gerilimli) Toplam = 5 adet segman Toplam 5 adet normal te ğetsel gerilimli segman kullan ılacak.

KOMPRESYON SEGMANI SEÇ İMİ Üç adet normal te ğetsel gerilmeli kompresyon segman ı seçildi. (DIN82102’ye göre) Silindir Çapı : D = 110 mm Kalınlık

: a = 4,4 mm, fark = ± 0,12

Yükseklik

:b

1. Sıra . . . b = 4 mm 2. Sıra . . . b = 3,5 mm 3. Sıra . . . b = 3 mm Teğetsel gerilme : z : kg ± %10 1. Sıra . . . z : 2,4 kg 2. Sıra . . . z : 2,1 kg 3. Sıra . . . z : 1,8 kg Ağırlık

:m 1. Sıra . . . m = 42,4 gr 2. Sıra . . . m = 37,1 gr 3. Sıra . . . m = 31,8 gr

Yar ık (Eğik) S2 = (0,28 . . . 0,48) mm. Yüzeysel Bas ınç . . . kg/cm 2 1,1 ± 0,11

20

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. YAĞ SEGMANI SEÇİMİ İki adet Normal Te ğetsel Gerilimli yağ segman ı kullanılacak. (DIN 73104’e göre) Silindir Çapı D=110 mm Kalınlık

a=4,2 mm, fark =±0,12

Yükseklik (h) 1. Sıra . . .

h = 6 mm

2. Sıra . . .

h = 5,5 mm

Teğetsel Gerilme (z) 1. Sıra . . .

z = 2,15 kg ± %10

2. Sıra . . .

z = 2 kg ± %10

Yar ık (S) S = (0,4 – 0,6) mm b = 1 mm (± 0,05) t = 1,2 mm (± 0,05) Sayı

n = 10

C ± 0,05 1. Sıra

C = 1,8 mm

2. Sıra

C = 1,65 mm

Ağırlık (m) 1. Sıra

m = 35,2 gr

2. Sıra

m = 32,8 gr

21

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. SEGMAN HESABI Silindir çapı ve segman bas ıncı belli olduktan sonra segmanlar ın hesabı yapılabilir. Segmanlar ın basıncı P, yüksekli ği h ve eni a ile gösterildi ğine göre gerekli hesaplamalar buna göre yap ılır. Segman ın yar ık k ısmı ekseriya eğik olarak kesilir. Gerilmemiş segmanlarda kesilmiş olan k ısmının uzunluğuna “S” dersek; 3π P .h.r 4 . elde edilir. Burada; = 2 2 j E .

S

j: Atalet momenti = r =

D

2

=

1 .h.a 3 12

110 = 55mm 2

E = elastiklik modülüdür.

E = 1.54.10 6 Kp / cm 2

Kompresyon segmanlar ı için: a = 4,4 mm P = 1,2 Kg / cm 2 = 1.2.10 −2 Kg / mm 2 3π P .h.r 4 12.3.π P . .r 4 . = ⇒ S = 2 2 ( 1 .h.a 3 ). E a 3 E . 12

S

36.π .1,2.10 −2.55 4 S = = 9,46mm 4.4 3.1.54.10 4

Yağ segmanları için: a = 4,2 mm P = 1,2. 10 −2 Kg / mm 2 36.π .1,2.10 −2.55 4 S = = 10,8mm 4.2 3.1.54.10 4

22

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. SEGMAN MALZEME TEKNOLOJ İSİ VE İMALAT ŞEKLİ Segmanlar genel olarak perlitik – sorbitik bir iç yap ıyı haiz dökme demirden yapılırlar. Kullanılabilir bir segman malzemesi grafit yaprakç ılar ı ile ink ıtaa uğratılan perlitik – sorbitik bir iç yapıyı haizdir. Segman ın aşınmaya kar şı olan direnci içyap ısına bağlıdır. Malzeme seçilirken bir sertlik aramak yerine daha ziyade silindir malzemesi ile segman malzemesinin sertliklerinin birbirlerine uymas ı düşünülür. Malzemenin içyap ısının homojen olmas ını temin için son zamanlarda segmanlar teker teker dökülür. Çok say ıdaki segman kal ı plar plar ı tek bir döküm giri ş yolluğu ile birleştirilir. Bu suretle her bir segman aynı şartlar altında dökülmüş olur. Segmanlardan istenilen özelliklerden dolay ı

özel

şekillerde ve özel

malzemelerden yap ılmaya mecburdurlar. Piston yap ım malzemesinde aran ılan özellikler arasında en önemlisi sa ğlamlık ve elastikiyettir. Bunlarla birlikte ayr ıca silindir yüzeyine uygunluk ve daima a şınabilir oluşu gibi durumlarda göz önünde bulundurulmalıdır. Yapılan tecrübeler göstermi ştir ki ömrü çok uzun olan segman makbul de ğildir. Çünkü segmanlar ın muayyen bir çal ışma süresinde muayyen bir miktarda aşınması gerekmektedir. Böylelikle segmanlar ın silindir iç cidarlar ına tamamen intibak ı sağlanmış olur. Ancak uzun süre çal ıştıktan sonra hiç a şınma göstermeyen segmanlar yukar ıda belirtilen sebeplerden dolay ı iyi bir segman sayılmazlar. Bunun aksine çok k ısa zamanda a şınan segmanlar da tercih edilmez. Çünkü bunlar ın ömürleri gayet k ısa olur. Bilhassa çelik hiçbir zaman iyi bir yap ım malzemesi değildir. Kuvvetli ve elastiki olmas ına rağmen aşınmaya kar şı azami bir direnci vard ır. Fakat buna ra ğmen muhtelif çal ışma

ısılar ında

gerek mukavemetini gerekse

elastikiyetini asla muhafaza edemez. Bu yüzden kompresyon segmanlar ı dökme demirden yap ılırlar. Gri dökme demirin a şınmaya kar şı olan meyili kadar k ır ılmaya da temayülü vardır. Fakat aşınma özelli ği birinci planda nazari dikkate al ındığından bu malzemenin segman yap ımında kullanılmasında fikir birliğine var ılmıştır. Dökme demire ilave edilen bazı alaşımlar dökme demirin metanet ve elastikiyetini geni ş ölçüde çoğaltmıştır. Bazı alaşımlarda ısı ve tekerrür eden yüklere kar şı mukavemetini artt ırmış ve keza aşınma derecesini de normal hadlere ç ıkarmıştır.

23

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Bugün segmanlar genel olarak font dökümden yap ılırlar. Bunlar ın kumda dökümlerine uyan bile şimleri; Toplam

C

3,5 (max.)

%

Bileşik

C

0,55 – 0,80

%

Si

1,80 (max.)

%

S

0,12 (max.)

%

P

1,00 (max.)

%

Mn

0,4 – 1.20

%

Segmanlar bak ır, molibden, krom, nikel ihtiva eden ala şımlı dökme fonttan da yapılmaktadır. Dökümde mesanat ın ince olmas ı arzu edilen bir durum oldu ğu için segmanlar bugün santrifüj ve tek parça döküm şeklinde dökülürler. Segmanlar genellikle gri dökme demirden yap ıldığı gibi çelik alaşımlar ından da yapılanlar ı vardır. Bu malzemeler iyi bir sürtünme yüzeyi te şkil ettiği gibi, motorda meydana gelen yüksek s ıcakl ık ve basınca kar şı koruyarak uzun zaman esneklikleri kaybetmeden görevlerini ba şar ı ile yapmaktad ırlar. Kompresyon segmanlar ının alışma zamanlar ını k ısaltmak, ayn ı segmanlar ın iyi yağlanmasını sağlamak için segman yüzeyleri Cd, Sn, Cr, demir oksit, Mo, Ni, fosfat veya siyah magnetik oksitle kaplanm ıştır. Ayr ıca özellikle ate ş segman ı denilen birinci kompresyon segman ı Cr ve Mo ile kaplanarak hem yüksek s ıcaklığa daha fazla dayanabilirler ve hem de silindirleri az a şındır ırlar. Burada segman malzemesi olarak ulan ılan alaşımın bileşimi aşağıdaki gibidir. Malzemenin adı :

Piston segmanı

Cidar kalınlığı

1,3 – 3 mm

:

Katık elemanlar ı :

%

C

Si

Mn

P

S

%3,6

%3,2

%0,4

%0,45

%0,06

Segmanlar ın kayma yüzeyleri hassas olarak tornada ç ıkar ılırlar. Bu şekilde segmanlar k ısa bir zaman sonra al ışmış olurlar. Talaş derinliği 0,2 – 0,3 oldu ğunda kalem h ızı 0,2 – 0,3 mm al ınabilir. Segmanlar ın yan yüzeylerinin i şlenmesi de çok önemlidir. Bu yüzeyler ta şlanır ve hafif alaşım pistonlar ı için basınç altında parlat ılır. Bu suretle segmanlar ın toleransı 0,01 mm ve daha a şağısına kadar inebilir. Segmanlar i şlendikten sonra muayene edilirler.

24

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Önce silindir çap ında bir parçan ın çevrede meydana getirdi ği çap fark ı kadar büyük torna edilir. Parça kesilip ç ıkar ıldıktan sonra ağızlar kapatılarak segman d ış çapı silindir çapına, iç çap ı da pistona göre torna edilir. Segman silindire sokuldu ğu zaman silindirin cidarlar ına her yerinden intibak eder. Yani kapat ıldığı zaman silindirik, açıkken silindirik de ğildir.

İkinci bir imalat şekli de önce tam bir silindir çap ına göre segman ın içi ve dışı tamamlanır. Sonra kesilerek ç ıkartılan parça kadar segman a ğızlar ı açtır ılır. Yine segman silindire sokuldu ğu zaman tam intibak eder. Kompresyon segmanlar ı ya konsantrik yada eksantrik tipte olurlar. Konsantrik segmanlar ın bütün çevreler boyunca kal ınlıklar ı aynıdır. Eksantrik segmanlar ın ise segman a ğızlar ının kar şısına düşen k ısmı daha kal ındır.

25


KOMPRESYON SEGMANI

26


YAĞ SEGMANI

27


3.4 - SÜPAPLAR Diesel motorlar ında sık ıştırma oranının yüksek olmas ı neticesinde s ık ıştırma hacimleri oldukça ufakt ır ve bu itibarla da sübaplar ın yukar ı alınması müsait bir hal tarzı oluşturur. Gerek bu sebep ile ve gerek yanma odas ına yanmaya daha uygun bir

şekil verilebilmesi sebebi ile Diesel motorlar ında hemen daima yukar ıdan sübapl ı konstrüksiyonlar mevcuttur. Ayr ıca diesel motorlar ında sindir kovan ı kullanmak mevcudiyeti mecbur olduğundan sızdırmazlığın temini için esasen sübaplar ın yukar ıda olması faydalıdır. Yukar ıda belirtilen sebepler alt ında bütün Diesel motorlar ında ve bu arada gemi, santral ve gaz motorlar ında yukar ıdan sübaplar kullan ılır.

28

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Sübabın kendi kendisini merkezlemesi için genellikle ; Kesik koninin yüzeyi: F = F = F =

d 2 + d 1

2

0 θ = 45 alınır.

F

.h.π

d 2 + d 2 − 2.Δd 1

2

.h.π

2(d 2 − Δd 1 ) .h.π 2

F = (d 2 − Δd 1 ).h.π F = ( d 2 − h.Sinθ ).h.π

Cosθ =

h hv

h = hv.Cosθ Sinθ =

Δd 1 h

Δd 1 = h.Sinθ d 1 = d 2 − 2.h.Sinθ

h = hv.Cosθ değeri F = ( d 2 − h.Sinθ ).h.π de yerine yaz ılırsa; F = (d 2 − h.Sinθ ).π .hv.Cosθ bulunur.

Gazlar ın en küçük geçi ş kesiti klasik olarak bu formül ile hesaplan ır. Pratikte umumiyetle; hv =

1 1 d 2 ÷ d 2 olarak al ınır. 6 4

Hızı çok motorlarda Süpap ivmesinin pek fazla olmas ını önlemek için; hv =

1 d olarak alınabilir. 10 2

θ = 45 0 alınırsa: Sinθ = Cosθ = Cos 45 0 = 0,747 ve hv = F = (d 2 − hv.Cosθ .Sinθ ).π .hv.Cosθ

1 d 2 değerleri F formülünde yerine yaz ılırsa: 4

idi.

29

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. F = (d 2 −

1 1 d 2 .0,707.0,707).π .0,707. d 2 4 4 2

F ≅ 0,486.d 2 = F k

Alt çapının hesabı Vp : Pistonun ortalama h ızı Fp : Piston yüzünün alan ı Vg : Gazlar ın supap kanal ındaki hızı. Fk : Supap kanal ı kesiti ise; V P . F P = V g .F k F k = F P .

V P V g

olmalıdır. Buradan; olur.

Vp = 8,66 m/sn al ınmıştı. F P =

π D . 2

4

=

π .(0,11) 2

4

= 9,503.10 −3 m 2

Vg = 80 : 90 m/sn Vg = 90 m/sn seçildi. Fk = F = 0,486.d22 olarak bulunmuştu. Supap kanal ından geçen gazlar emme periyodunda pistonun geri do ğru giderken arkasında bıraktığı hacmi doldurabilmektedirler. Yani supap kanal ından birim zamanda geçen gaz hacmi pistonun ayn ı zamanda arkasında bıraktığı hacme eşit olmalıdır. V P . F P = V g .F k dan

8,16 m/sn . 9,5 . 10 -3 m2 = 90 m/sn . 0,486. d 22 d2 ≈ 0,043 m d2 ≈ 43 mm olarak bulunur. d2 = (1,06 : 1,16).dt (max.) => 43 mm = 1.16.dt

den dt ≈ 37 mm bulunur.

Süpaplar ın diğer boyutlar ını buna göre bulabiliriz. d1 = (0,95 : 1,00).dt d1 = 0,95.dt (mm) d1 = 0,95.37 ≈ 35 mm

30

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Oturma yüzeyi geni şliği : b

Yuva dış çapı : dse

b = (0,1 : 0,12).dt

dse = (1,2 : 1,16)*dt

b = 0,12*37 = 4,44 mm

dse = 1,23*37 = 45,5 mm

Oturma Yükseklikleri :

Supap sap çaplar ı :

h1 = (0,025 : 0,045)*dt

emme ds = (0,18 :0,23)*dt

h1 = 0,040*37 = 1,48 mm

ds = 0,205*37 = 7,58 mm

h2 = (0,10 : 0,13)*dt

eksoz ds = (0,22 :0,28)*dt

h2 = 0,115*37 = 4,25 mm

ds = 0,25*37 = 9,25 mm

Yuva Yüksekli ği : hs

Oturma yüzeyi aç ısı : θ

hs = (0,18 : 0,25)*dt

Emme ev eksoz için : θ = 45º alındı.

hs = 0,215*37 = 7,95 mm

SÜPAP KLAVUZLARI Süpap k ılavuzlar ı supaplara yatakl ık yapar. Klavuzlar k ır dökümden veya yüksek güçlü motorlarda ısı geçişini kolaylaştırmak için bronzdan yap ılır ve kafaya s ık ı geçirilir. Klavuzlar ın eksenel hareketi faturalarla önlenir. Bazı motorlarda klavuzlar do ğrudan doğruya silindir bloğuna açılmıştır ve aşındıklar ında değiştirilmeleri mümkün değildir. Ancak raybalayarak düzgün bir şekilde genişletilir ve standarttan daha büyük Süpap kullan ılır. Geçme Süpap klavuzlar ı bunlara “gayt” ismi de verilir ve gri fonttan yap ılırlar. Motorun zamanla çal ışması sonunda klavuzlar a şınırlar. Aşıntı değerleri ölçülerek kontrol edilir. Genellikle supap sap ı ile k ılavuz arasındaki yağ boşluğu 0,05 mm kadardır. Ölçülendirme sonunda bu bo şluk 0,05 mm’yi geçmi ş ise motor yağ yakar. Süpap k ırar ve gürültülü çal ışır. Bu ar ızalar ı önlemek için klavuzlar ın değiştirilmesi gerekir. Değiştirme anında klavuz yuvas ının temizliğine ve klavuzun eksende tak ılmasına itina edilir. Üstten süpapl ı taşıt dizel motorlar ında klavuz bo şluğu normal ölçüde olsa bile motorun yağ yaktığı görülür. Bu nedenle lastik conta ve şapkalar tak ılarak klavuza giden yağ sızıntılar ı önlenmiş olur. Klavuzlar silindir kapağındaki emme ve eksoz deliklerine aç ılan k ısımlara geçirilir ve süpap tablas ı (süpap ba şı) silindir kapağının alt yüzüne gelecek ve silindir

31

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. içine açılacak şekilde yerle ştirilir. Klavuzlar ın içine aç ılan delik, süpap ın iyice oturmasını temin için süpap yuvas ı ile dikey bir duruma getirilerek hizaland ır ılmalıdır. Süpap klavuzlar ının uzunluğu: (8 : 10)*ds kadar al ınır. Emme süpapı için

: 9*ds = 9*7,58 ≅ 68 mm

Eksoz süpap ı için

: 9*ds = 9*9,25 ≅ 83 mm

Klavuz dış çapı ise : (1,4 : 1,6)*ds kadar al ınır. Emme süpapı için

: 1,6*ds = 1,6*7,58 ≅ 12 mm

Eksoz süpap ı için

: 1,5*ds = 1,5*9,25 ≅ 14 mm

Süpapın sapı ile klavuzun içi aras ıdaki boşluk ise Emme süpaplar ında : Δ = 0,02 : 0,05 mm Eksoz süpaplar ında : Δ = 0,05 : 0,07 mm al ınır. Ayr ıca eksoz süpap klavuzlar ının alt uçlar ında süpap ömrünün uzamas ı için 10 mm uzunluğundaki bir k ısımda çap 0,5 mm kadar büyük tutulur.

SÜPAP YAYLARI Süpap yaylar ı kaliteli yay çeli ğinden yapılmışlardır. Isıya ve ani darbelere dayanıklıdırlar, esnektir ve yaylanma kuvveti fazlad ır. Süpap yaylar ının ana görevi süpab ın açılması sırasında, süpap hareketi hareket mekanizmasının ataletini kar şılamak için yeter kuvveti temin etmek ve onun sıçramasına engel olmak üzere süpap milini eksantrik milinin seddiyle temas halinde tutmaktır. Süpap yaylar ının sar ım sayılar ı ve boyutlar ı motor konstrüksiyonuna ba ğlıdır.

İstatistiki değerlere göre yaylar ın d ış çapı (da) ve iç çap ı (di), süpap bo ğaz çapına (yani dt’ye) bağlı olarak şöyledir. da = (0,75 : 1,0) * dt = 0,80*37 ≅ 30 mm di = (0,50 : 0,75) * dt = 0,65*37 ≅ 24 mm Atalet kuvvetleri yüksek oldu ğu zaman iki veya üç yayl ı bir süpap kullan ılır. Yay tel çap ı; 4 : 5 mm kadardır.

32

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. SÜPAP MALZEMES İ Süpaplar devaml ı açılı p p kapanmalar ından dolayı sabit vuruntuya dayanabilecek nitelikte yapılırlar. Ayr ıca çok yüksek s ıcakl ık ve bas ınca da dayanmak zorundad ırlar. Emme sübaplar ı: Krom – Silisyumlu, Krom – Nikelli Çelik ve Krom – Nikel – Molibdenli çelikten, Eksoz sübaplar ı ise : Isıya dayan ıklı çelikten yap ılırlar. Örneğin Krom – Nikel – Volframlı özel çeliklerden imal edilirler. Diesel taşıt motorlar ında süpap malzemesi olarak umumiyetle yukar ıda adı geçen kromlu çelikler kullan ılmaya müsaittir. Bu çeliklerin s ıcaklıktaki mukavemeti oldukça yüksektir ve 650 ºC ye kadar kullanılabilirler. Östenitik yap ılı eksoz süpaplar ını 850 ºC ye varan s ıcaklıklara dayanabilirler. Yukar ıda açıklanan sebeplerden dolay ı burada süpap malzemesi olarak kromlu çelikler seçilmi ştir. Böyle bir çeli ğin terkibi şöyledir: C

Mn

Si

Cr

Mo

Co

%0,5 : 0,6

% 0,3

% 0,4

% 13 : 16

% 1,0

% 1,0

Süpaplar ın ömürlerini uzatmak için oturma yüzeyleri %60 Ni ve %15 Cr ihtiva eden stellit ile kaplan ır. Süpap pabuçlar ı sert metal ile kaplan ır. Saplar 1,025 mm kal ınlığında Cr ile kaplan ır. Sodyum ile so ğutulur. Her kalk ışta döndürücüler kullan ılır. Süpap tablalar ı çelik veya dökme demirden yap ılır. 2,5 mm kalınlığa kadar yüzey sertle ştirilmesi yapılır.

33


EGSOZ SÜBABI

34


EMME SÜBABI

35


4 – Bİ YEL KOLU GENEL BİLGİLER Motorlarda piston ile krank mili aras ında bağlantıyı sağlayan biyel kolu, çe şitli ve değişken kuvvetlerin tesiri alt ında olup dinamik yükleri krank miline ileten parçad ır. K ısaca biyel piston pernosundan gelen piston kuvvetini krank muylusuna iletir. Gerek bu kuvvetlerin durumu dolay ısıyla ve gerekse şeklinin icabı olarak biyelin basit ve ket’i bir surette mukavemet hesabını yapmak imkans ızdır. Bu itibarla bütün biyel hesaplar ı yaklaşık hesaplardır ve bu hesaplar ın yaklaşık olması dolayısıyla yeni bir biyel konstrüksiyonu yap ılırken daima evvelce benzer motorlar için yap ılmış ve muvaffak olmuş biyelleri nazari itibara almal ı, yani konstrüksiyonu bu mevcutlarla mukayese ederek şekillendirmelidir. Biyel konstrüksiyon olarak piston pernosuna geçen biyel küçük ba şı krank miline geçen büyük ba şı ve bunlar ı birleştiren gövde k ısmından ibarettir. Biyel gaz kuvvetleri, atalet kuvvetleri ve sürtünme kuvvetlerinin tesiri alt ında çalışır. Biyel konstrüksiyonunda ki güçlükler bilhassa h ızı çok motorlarda kendini gösterir. Hızı çok motorlarda hareket elemanlar ının ve bu arada da biyelin azami bir

şekilde hafif yapılması için gayret etmek icap eder. Bilhassa biyelde zorlanmalar de ğişken yönlerde vaki oldu ğundan malzeme olarak ancak muhtelif çelikler kullan ılabilir. Bu malzemenin ise a ğır olmasından dolay ı biyelin hafifletilmesi ancak fuzuli malzeme y ığınlar ının ortadan kald ır ılması ve müsait bir şekil verilmesi ile temin edilebilir. Bu itibarla bugün bilhassa h ızı çok motorlarda kullanılan biyel konstrüksiyonunda şu noktalara dikkat etmek laz ımdır. a-) Biyel mümkün oldu ğu kadar hafif olmal ıdır. b-) Biyeldeki gerilme birikme noktalar ı giderilmelidir. c-) En müsait malzeme seçilmi ş olmalıdır. d-) Malzeme gerilmelere en iyi tahammül edecek bir surette i şleme tabi tutulmalıdır. e-) Biyel imalinde fabrikasyon hatalar ının önlenmesi için azami gayret sarfedilmelidir.

36

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Biyel konstrüksiyonuna geçmeden evvel biyelin tipinin tespiti gerekir. Motorun inşa tipine göre biyelin de şekli değişir. Mesela: Sıra, V, W ve yıldız motorlarda çeşitli biyeller kullanılır. Bazı hallerde motorun tipine göre biyel tipini seçmek imkan dahilindedir. Daz ı hallerde ise belli bir motor konstrüksiyonun için belli tip bir biyel kullanmak mecburiyeti vard ır. Umumiyetle biyel küçük ba şı tek parça halinde, yani göz şeklide yapılır. Büyük başı ise parçalı olarak inşa edilir.

Bİ YELİN HESABI: 1-BİYELİN UZUNLUĞU: Biyelin uzunluğu motorun inşa tipine göre, Strok oran ına (H/D) ve çal ışma motoruna bağlıdır. (Dört zamanlı, iki zamanlı, otto yahut diesel motoru) Biyelin uzunluğu biyeli iki başı arasındaki mesafedir. Ta şıt diesel motorlar ında krank milinin sökülüş tarzı biyel uzunluğunun tespiti için çok önemlidir. Hızı çok yüksek diesel motorlar ında krank muylusu çap ı oldu için birçok hallerde hareket elemanlar ını yanlamasına kesilmiş biyel konstrüksiyonunda söküldükten sonra silindir içinde ç ıkarmak imkans ızdır. Bu sebeple pistonun ve biyelin bu durumda krank mili tak ılı kaldığı halde aşağıdan çıkar ılması istenir.bunun için silindir alt kenar ı ile krank kolu aras ındaki mesafe pistonun ç ıkmasına yetecek büyüklükte yapılır. Bunun için λ ’nın takriben 1 : 4,5 olmas ı gerekir. Elemanlar sökülürken belki krank milini el ile döndürmek icap eder. Kar şı ağırlıklara şekil verilirken pistonun ç ıkar ılabilmesi problemi nazari itibara al ınmalıdır.

λ = r =

r l

H

2

=

l 1 ise = 4,6 buradan l = 4,6.r olur. r 4,6

=

130 = 65mm 2

l = 4,6.65 ≅ 300mm

37

l ≅ 300mm


Bİ YELİN ŞEKİLLENDİRİLMESİ Biyel konstrüksiyon olarak piston pernosuna geçen biyel küçük ba şı, krank mili muylusuna geçen biyel büyük ba şı ve bunlar ı birleştiren gövde ( şaft) k ısmından ibarettir.

1-BİYELİN UZUNLUĞU Biyelin küçük ba şının konstrüksiyonu piston pernosunun boyutlar ına ve bunun tespit şekline bağlıdır. Üst biyel yatağının ( biyel küçük ba şının ) yanma bas ıncını ve pistonun kütleler kuvvetini biyel şaftı vasıtası ile iletmektedir. Biyel küçük ba şı piston pernosu ekseninde sarkaç bir hareket yapar. Biyelin küçük ba şına bronz veya iki metalli burçlar zarflar yerle ştirilir. Taşıt motorlar ında genel olarak serbest pernolar kullan ılır. Bunlar motorun çal ışması esnasında kendi eksenleri etraf ında döner tiplerdir. Alüminyum (Al) ala şımlı pistonlarda ise bu dönme piston 120 0 ’ ye eri ştikten sonra olur.küçük ba şın üst k ısmı düz yapılmaz , genellikle 15 0 lik bir açı verilir yağlama deliklerini üst k ısmında ve gerilmelerin dü şük bulunduğu yerlerde aç ılması gerekir.

Burç kalınlığı :(=t) Burcun et kal ınlığı takriben perno çap ının 1/12’ si kadard ır. Serbest pernolu halde biyelin küçük ba şına bronz veya iki metalli burçlar yerle ştirilir. Burç (zarf) kalınlığı genel olarak perno d ış kalınlığına bağlı olarak aşağıdaki gibi hesap edilir. t = (0,080 ÷ 0,085).d d

:

d d : Perno dış çapı = 44mm idi.

t = 0,080.d d = 0,08,.44 ≅ 3,5mm

t ≅ 3,5mm

38

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Biyel küçük ba şı perno etraf ında gerili çekmeye zorlanan bir tel gibi hesap edilir.

P I =

GI g

.r .W 2 .(1 + λ )............[ Kg ] → Pistonu Ü.Ö.N.’da basmaya çal ışan kuvvet

Burada; W : Açısal hız =

π .n

30

=

π .2000

30

≅ 210rad / sn

G I = Gk + Gbkb / 2 G k = G piston + G perno + G segman

Piston ağırlığı=( G piston ) G piston = 1,6 Kg = 1600 gr

Segman ağırlıkları=( Gsegman ) Segmanlar bahsinde bir pistonda, üç kompresyon ve iki tane de ya ğ segmanı kullanılacağı açıklanmış ve her bir segman ın ağırlığı tablo halinde verilmi ştir. Buna göre segman a ğırlıklar ı bulunabilir. G segman = [(42,4 + 37,1 + 31,8) + (35,2 + 32,8)] ⇒ G segman = 179,3 gr

Perno ağırlıkları=( G perno ) G perno = γ . L p .[

π .d 2 d

4

−

π .d 2 i

4

] = 7,8.10.[

π .(4,4) 2

4

−

π .(3,6) 2

4

] = 392 gr

γ : Perno malzemesinin Özgül ağırlığı [gr/ cm 3 ]

Perno malzemesi olarak EC60 çeli ği seçilmiştir. EC60 çeliği için

γ = 7,8 gr/ cm 3

L p : Perno uzunlu ğu = 110 mm = 11 cm olarak bulunmu ştu. d d : Perno dış çapı d i : Perno iç çapı

= 44 mm = 4,4cm olarak bulunmuştu = 36 mm = 3,6cm olarak bulunmuştu G perno = 392gr

Gkbk = γ .b.[

π .d 2 bd

4

−

π .d 2 bi

4

] = 7,8.4.[

π .(6,5) 2

39

4

−

π .( 4,4) 2

4

] = 560.9 gr

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. b : Biyel başı eni = 40 mm = 4 cm olarak bulmu ştuk. d bd : Biyel küçük ba şının dış çapı = 65 mm = 6,5 olarak al ındı. d bi : Biyel küçük başının iç çapı = Perno dış çapıdır = 40 mm = 4 cm idi. Gkbk =560,9 gr Gk = G piston + G perno + G segman

= 1600 +392 + 179,3 = 2171,3 gr G I = Gk + P I = r =

G I g

H

2

Gbkb

2

= 2171,3 +

.r .W 2 .(1 + λ ) =

=

Gk =2171,3

560,9 = 2466,75 gr 2

G I ≅ 2,5kg

2,5 .0,065.210 2.(1 + 0.21) = 876,6kg 9,81

130 = 65mm = 0,065mm 2

W : Açısal hız =

π .n

30

=

π .2000

30

≅ 210rad / sn bulunmuştu

g : Yerçekimi ivmesi = 9,81 m / sn 2 λ =

1 = 0,21 dir. 4,6 P I = 876,6 kg

I-I Kesitinin yüzey alan ı = 2.s.b dir. I-I kesitindeki çekme gerilmesi: σ =

P I

2 s . .b

kg / cm 2

dir.

Hızı çok diesel motorlar ı için bu çekme gerilmesi olarak a şağıdaki σ em değerleri çok kullanılır: σ em =200 kg / cm 2

Bu yuvanın yatağında yanma bas ıncı altında yüzeysel bas ıncı: 240 : 380 kg/cm 2 almak uygundur. b=b b-5 = 45 – 5 = 40 mm b b: Perno gözleri aras ındaki mesafe = 45 mm bulunmu ştu. b: Biyel küçük başının eni b= 40 mm olarak daha önce perno bahsinde de hesap edilmişti. S =

P I σ I .b.2

=

876,6 = 0,55cm = 5,5mm 200.4.2

40

S = 5,5 mm

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Burç ile perno aras ındaki boşluk = (Δ) Δ = (0,0004 : 0,0015). d d Δ = 0,00095. dd = 0,00095.44 = 0,0418 mm

Δ = 0,0418 mm

Biyel küçük ba şı yatağının yağlanması biyelin uzunlama ekseninde aç ılan bir delik vasıtasıyla olur.

2-BİYEL ŞAFTI Biyel şaftı (biyel gövdesi) biyelin boylamas ına eksenine göre simetrik konstrüksiyon olmas ı gerekir. Şaft genel olarak I profili şeklinde yapılır. Gövdenin içindeki boşluktan yağ ve soğutucu ak ışkan geçirilebilir.

Şaft kesiti (gövde kesiti) atalet kuvveti alt ında çekmeye, gaz kuvvetleri alt ında basmaya çalışır. Büyük diesel motorlar ında burkulma (flambaj) kontrolünün de yap ılması gerekir. Biyel şaft kesiti I profili şeklindedir. Biyel şaftı aşağıdaki zorlanmalar ın tesiri altındadır: A) Yanma bas ıncı altında basma ve flambaj zorlanmas ı. B) Şaftın merkezkaç kuvvetlerle e ğilmeye zorlanmas ı C) Şaftın kütleler kuvvetiyle çekmeye zorlanmas ı. Biyel şaftı yukar ıda sayılan çeşitli zorlanmalar ın tesiri altında çalıştığından,

şaftın bu zorlamalar alt ında tahrip olmadan görevini yapabilmesi için şaft konstrüksiyonunun çok iyi etüt edilmesi gerekir. Biyel şaftının bu zorlamalara göre ayr ı ayr ı kontrolünün yapılması ile işletme esnasında doğabilecek sak ıncalar ı asgariye indirmek imkan dahiline girer.

41


ŞAFT KESİTİNİN TAYİNİ : Biyel şaft kesiti I profili şeklindedir. H 1 =

2 .r 0 = 2 .25,5 = 36mm

d d + 2.t

r 0 =

2

=

44 + 2.3,5 = 25,5mm 2

H 2 = (1,3 : 1,5).H 1 H 2 = 1,3 H . 1 = 1,3.36 ≅ 46mm H =

H 1 + H 2

2

=

36 + 46 = 41mm 2

1 H 1,5 B

=

B =

H

1,5

=

41 ≅ 27 1,5

“B” Tüm kesit boyunca sabittir.

42

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. F=B.H-2.k.h=27.36-2.9.18=648 mm 2 = 6,48 cm2 B.b 3

b.h 3

27.9 3 9.183 J = 2. + = 2. + = 7654 mm 4 12 12 12 12 J=0, 7654cm 4

43

F = 6,48 cm2 J= 7654mm 4

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. BİYEL ŞAFTININ MUKAVEMET KONTROLÜ: Biyelin ortasında I-I kesiti:

A- Yanma bas ıncı altında basma ve flambaj zorlanmas ı: Piston yüzeyi : F b =

π .d 2

=

4

π .(11) 2

= 95cm 2

4

Max. Yanma bas ıncı : P max = 60kg / cm 2 P max . z = P

Max. Yanma kuvveti :

π .d 2

4

= 60.95 = 5700kg

F = F min = F I = 6,93cm 2 σ basma =

P z F min

=

5700 ≅ 823kg / cm 2 6,93

σ em = 1200 ÷ 1700kg / cm 2 (Hızı çok diesel motorlar ı için.) σ basma < σ em olduğundan biyel şaftı I-I kesitinde basmaya kar şı

mukavimdir. Flambaja göre kontrol: iI : Şaftın ortasında atalet yar ıçapı. JI : Şaftın ortasındaki kesitte atalet momenti. FI : Şaftın ortasındaki kesit alan ı. iI =

JI 1,2405 = = 0,423cm FI 6,93

x : Narinlik derecesi.

x =

l i I

=

30,0 = 76,8 0,423

l : Biyel kolu uzunluğu = 30 cm x = 76,8 > 60 oldu ğundan biyelin flambaja (burkulmaya) göre de kontrolünün yapılması gerekir. Burada : x < 105 oldu ğundan flambaj kontrolü için “TETMAYER” denklemi caridir. Akma sınır ını σ − s ile gösterirsek, flambaj gerilmesi : σ k ise , σ k = σ − s .(1,42 − 0,007.x ) olarak bulunur.

44

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Yanma basıncı altında basma dolay ısı ile flambaj zorlanması: l:Biyelin uzunluğu = 300 mm = 30 cm, λ = 0,21 Kesit alanı : FI=6,93 cm2 Atalet Momenti : JI = 1,2405 cm4 Atalet Yar ıçapı : iI = 0,423 cm Narinlik Derecesi : x = 76,8 x < 105 oldu ğundan flambaj kontrolü için “TETMAYER” denklemi caridir. σ k = Flambaj Gerilmesi : (Flambaj Mukavemeti) σ − s = Şaft malzemesinin (Biyel Malzemesinin) akma s ınır ı. σ k = σ − s .(1,42 − 0,007. x) = σ − s .(1,42 − 0,007. σ k = σ − s .(1,42 − 0,007.

l i I

)

3,30 ) = 0,88σ − s 0,423

Biyel Malzemesi : Islah edilmi ş CM dir. Bu malzeme için σ − s akma sınır ı : σ − s = 70 kg / mm2 = 7000 kg / cm2 dir. σ k = 0,88 σ − s = 0,88.7000 = 6160 kg/cm 2

Yanma basıncı (max.) : Pmax = 60 kp/cm2 = 60 atm idi. Yanma kuvveti (max.) : P z = 5700 kg bulunmu ştur.

σ I =

P Z F I

=

5700 ≅ 823kg / cm 2 6,93

Buna göre flambaj emniyeti : S =

σ k σ I

=

6160 = 7,48 823

σ I < σ k olduğundan biyel şaftı I-I kesitinde flambaja kar şı da mukavimdir.

45

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. B- Şaftın merkezkaç kuvvetlerle eğilmeye zorlanması: Biyel şaftı kütleler kuvveti dolay ısı ile eğilmeye zorlanır. Motor max. Dönme say ısı ile çalışırken tesir eden merkezkaç kuvvetlerinin max. De ğeri krank kolu ile biyel şaftının birbirlerine ne zaman 90º durduklar ı zamand ır. Burada w için motor rölanti halinde çalışırkenki en büyük aç ısal hız yani takriben normal açısal hızın 1,1 misli alınır. Mbmax : Şaft kesitindeki en büyük e ğilme momenti. Mbmax = q.

l 2

16

(kg/cm)

r =

H

2

=

130 = 65mm = 6,5cm 2

q : kütlelerin merkez kuvveti q=

F .γ g

.r .w 2 w = 210.1,1 = 231 rad/sn

g : Yerçekimi ivmesi = 9,81 m/sn 2 γ : Malzemenin özgül a ğırlığı

Biyel malzemesi ıslah edilmiş CM için : γ = 0,0078(kg / cm 3 ) 9,81 m/sn2 = 981 m/sn2 dir. q=

F .γ g

Mbmax

.r .w 2 =

6,93.0,0078 .6,5.2312 = 19,1kp / cm 981

l 2

30 2 = q. = 19,1. = 1260 kp.cm 16 16 Bu momentin piston pernosu ortas ından : 0,577. l = 0,577.325 = 187,5 mm

mesafede husule gelir. Kesitin I-I kesitlerinin boyutunda bütün uzunlukta ayn ı kaldığı kabul edilir. Atalet dolay ısı ile direnç momenti W =

J I B / 3

σ b =

=

Mbmax W

1,2405 = 1,379cm 3 2,7 / 3 =

1260 = 914kg / cm 2 1,378

46

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Biyel malzemesi : Islah edilmi ş CM için; σ em = 1200 ÷ 1700kg / cm 2 (Hızı çok diesel motorlar için) σ b = 914kg / cm 2 olarak hesapland ı. σ b < σ em olduğundan biyel şaftı I-I kesitinde eğilmeye kar şı da mukavimdir yani

emniyetlidir.

C- Şaftın kütleler kuvvetiyle çekmeye zorlanması : Eksoz strokunun sonunda serbest kütleler kuvveti dolay ısı ile biyel şaftı çekmeye zorlan ır. Öteleme hareketi yapan k ısımlar : GI=Gk +Ga Gk = G piston + Gsegman + G perno = 1600 + 392 + 179,3 = 2171,3 gr = 2,17 kg Ga = Biyelin öteleme hareketi yapan k ısmının ağırlığı. Ü.Ö.N da eksoz strokunun sonuna do ğru kütleler kuvveti dolayısı ile biyel şaftı çekmeye zorlan ır. Ga ağırlığı biyel ağırlığının %25’i olarak al ınabilir. Ga = G biyel x %25 G biyel = 3,84 kg (Hızı çok diesel motorlar için) Gk = 2,17 kg hesaplandı. Ga = G biyel x %25 = 3,84 x 0,25 = 0,69 kg Ga = 0,96 kg GI = Öteleme hareketi yapan k ısımlar ın ağırlığı GI = Gk + Ga = 2,17 + 0,96 = 3,13 kg σ z =

Gk + Ga g

.r .w 2 .(1 + λ ).

1

F I

ortadaki

zorlanması. λ = 0,2 (diesel mot. için), 9,81 m/sn 2 = 981 m/sn 2 , FI = 6,93 cm2 idi.

Bura w normal dönme say ısının 1,1 misline tekabül eder. w = wnormal x 1,1 = 210 x 1,1 = 213 rad/sn. σ z =

3,13 1 ≅ 192kg / cm 2 .6,5.2312.(1 + 0,21). 981 6,93

Hızı çok diesel motorlar ında biyeller için emniyetli çekme gerilmesi σ zem = 240 ÷ 380kg / cm 2 dir. σ z < σ zem olduğundan biyel şaftı ortada çekmeye kar şı da mukavimdir.

47

kesitin

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. D- Toplam Zorlanma : Buna göre biyel şaftının toplam zorlanmas ı - σ I ile + σ z arasında değişmektedir. Eğilme zorlanmasının maksimum değeri çekme ve basma zorlanmalar ının maksimum değerine nazaran zaman bak ımından kaymış durumdadır. 2 2 σ I gerilmesi +192 kp/cm ile +823 kg/cm arasında değişmektedir. Eğilme

zorlanması zaman itibari ile kaymış olarak tesir eder. Yani basma ve çekme gerilmelerine ilave edilemez.

II-II Kesiti: A- Yanma bas ıncı dolayısı ile basma gerilmesi: FII : Kesit alanı = 6,48 cm2 hesaplandı. Pz : Max yanma kuvveti = 5700 kg σ II : II-II kesitinde meydana gelen basma gerilmesi. σ II =

P z F II

=

5700 = −880kg / cm 2 6,48

Biyeller için basma s ınır ı değeri veya emniyetli basma gerilmesi : σ em σ em = 1200 : 1700 kg/ cm 2 (Hızı çok diesel motorlar ı için) σ II < σ em olduğundan şaft II-II kesitinde basmaya kar şı emniyetlidir.

B- Serbest kütleler kuvveti dolayısıyla çekme zorlanması: (Piston ve biyel ba şından ileri gelen kütleler kuvveti dolay ısı ile çekme gerilmesi olur.) G II : Öteleme hareketi yapan k ısımlar = G pis + G perno + G segmanlar + G II = 1600 + 392 +179 + PII =

G II

σ II =

P II

g

F II

.r .W 2 .(1 + λ ) = =+

Gbiyel

4

3840 = 3131 gr = 3,13 kg 4 3,13 .0,065.( 231) 2 .(1 + 0,21) = 1323kg 9,81

1323 = +204kg / cm 2 6,48

Hızı çok diesel motorlarda biyeller için emniyetli çekme gerilmesi : σ zem 2 σ zem = 240 ÷ 380kg / cm

σ II < σ zem olduğundan biyel şaftı II-II kesitinde çekmeye kar şı da mukavimdir.

48

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. C- Toplam zorlanma: 2 2 σ II gerilmesi +204 kg/cm ile -880 kg/cm arasında değişmektedir.

III-III Kesiti: Bu kesit biyelin en kuvvetli kesiti oldu ğundan diğer kesitler için hesaplanan zorlanmalara kar şı mukavim yani emniyetli olaca ğı aşikârdır. Dolayısı ila bu kesit için mukavemet hesab ı yapmaya gerek yoktur.

2-BİYEL ŞAFTI Biyel büyük ba şı konstrüksiyonunda a şağıdaki özellikler aranır. a-) İnce yataklar ın kullanılabilmesi için yüksek rijitlik. Biyel ba şı ekseriya ince olan biyel burcunu kâfi miktarda destekleyebilmelidir. b-) Boyutlar ının mümkün oldu ğu kadar küçük olmas ı, böylece blok ve karter boyutlar ının küçük, krank muylusuna tesir eden kuvvetlerin küçük ve a şınmalar ının az olması sağlanır. c-) Geçiş noktalar ında gerilme birikmelerinin bulunmamas ı için geçiş şeklinin düzgün olması. Biyel başı şaftın basma ve çekme kuvvetlerini almal ı ve burca doğru bunlar ı iletmelidir. Şaft kesiti tedrici olarak, kesit de ğişikliklerini fazla tutmadan, büyük geçiş çaplar ı ile biyel başına bağlanmalıdır. d-) Demontaj esnas ında silindir içerisinden kolayl ıkla çıkar ılabilmelidir. Biyel başı şahmerdanda iktisadi olarak yap ılabilmelidir. Bu arada bilhassa kesit geçişlerine dikkat etmek laz ımdır. Geçişler ani olursa dövmede elyaf zarar görür ve ayr ıca ıslah olayında güçlükler do ğar. Belli bir meyil yapmak zaruriyeti vard ır. Bölünmemiş krank miline biyeli takabilmek için büyük ba şını iki parçalı yapmak gerekir. Yatak kapa ğını biyelin şaft k ısmına bağlanması biyel civatalar ı veya saplamalar ı ile olur. Bu civatalar ın boyutlar ı biyel büyük başının boyutlar ının tespiti için çok önemlidir. Biyel büyük ba şının boyutlar ı krank mili muylusunun çap ı ve uzunluğuna bağlıdır. Biyel büyük ba şı yataklar ı iki parça halindedir. Üst parça geçici bir zaman gaz kuvvetlerine, alt parça ise daha uzun süre tesir eden atalet kuvvetlerine maruzdur. Motorun yataklar ında ince zarfl ı yataklar (burçlar) kullanılır. Yataklar ın alt ve üst parçalar ı birbirinin aynıdır.

49

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Yatak zarflar ının kalınlığı: t t = (0,03 : 0,05).dk = 0,04.dk dk : krank mili kol muylusu çapıdır. dk = 70 mm (krank bahsinde hesaplanm ıştır.) t = 0,04.70 =2,8 mm

t =2,8 mm

Yatak malzemesi : (0,2 : 0,5) mm kal ınlığındadır. Büyük baş yataklar ındaki çapsal bo şluk : Δ. dk

Δ.dk = (0,0005 : 0,001).d k olup en küçük bo şluk yağın girebilmesi için 0,0005mm ile sınırlandır ılmıştır.

Δ.dk = 0,00075.dk = 0,00075.70 = 0.525 mm

Δ.dk = 0,525 mm

Biyel büyük ba şının krank muylusu ekseni boyunca hareketi yani, eksenel boşluk (0,10:0,15) mm’yi geçmez. Daha büyük bo şluklar yanlardan merkezkaç. Tesirler etkisi ile ya ğ kaçaklar ına ve basıncın düşmesine sebep olurlar. Yatak zarflar ının radyal dönmesi merkezleme girintileri ile önlenir.

BİYEL CİVATALARININ HESABI: Biyel büyük ba şı civatalar ı atalet ve merkezkaç kuvvetlerin de ğişken değerlerine maruzdur. Civatalarda atalet kuvvetlerinden dolay ı çekme gerilmesi meydana gelir. Büyük başın rijitliği iyi değilse civatalar e ğilebilir. Bu sebeple civata kafas ı ve somundaki büyük oturma yüzeylerinden kaç ınmak ve baz ı hallerde küresel oturma yüzeyleri düşünmek gerekir. Biyel civatalar ı biyelin büyük ba ş kapağı hariç biyelin ve pistonun kütleler kuvvetini kar şılar. Civatalar az veya çok s ık ıldıklar ı zaman koparlar. Şöyle ki: az s ık ıldığı zaman aralıklar açılır yani boşluk meydana gelir ve darbe tesirinden dolay ı cıvata kopar. Çok sık ıldığı zaman ise c ıvata akma s ınır ına erişebilir. Biyel civatalar ı ve bilhassa küçük çapta olanlar ı montajda akma s ınır ına kadar s ık ılırlar. Malzeme akma s ınır ı ile mukavemeti birbirinden kâfi miktarda uzak olacak şekilde seçilmelidir. Biyel civatalar ının etraf ındaki kesit boru şeklindedir ve akma s ınır ına kadar sık ıştır ılan civatalardan husule gelen en büyük kuvveti basma gerilmesi s ınır ı içinde kar şılayabilmelidir. Bunun için çember halkas ı kesitini civatalar ın geçtiği delik k ısmının kesiti kadar olmak kâfidir.

50

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Civatalara gelen toplam kuvvet (çekme kuvveti) : P atalet P at =

r .W 2 g

.[(Ga + Gk ).(1 + λ ) + Gb − Gd ]

Burada: G a = Gbiyel .0,25 = 3840.0,25 = 960 gr = 0,96kg G k = G pis. + G perno + G segman = 2,17kg Gb = Gbiyel − Ga = 3840 − 960 = 2880 gr = 2,88kg G d =

2 2 Ş apka...a ğğ ırl ı ğ π ( d d − d i )

=

2

4

Lk

.γ .

2

d i = d k : Krank kol muylusu çap ı = Biyel büyük ba şının iç çapı. d d : Biyel büyük ba şının çapı = d k + 2.t + 2 s . = d k + 2.(t + s) γ : Malzemenin özgül a ğırlığı 7,8 Lk : Kol muylusu uzunlu ğu d i = d d = (0,56 ÷ 0,72). D = 0,64. D = 0,64.110 = 70mm G d =

π (9 2 − 7 2 )

4

7 .7,8. = 686 gr = 0,686kg 2

6,5.(210) 2 P at = .[(0,96 + 2,17).(1 + 0,21) + 2,88 − 0,686] ≅ 1738kp 981 σ =

P at

dan

2. A

A =

P at

2.σ

2 σ em = 500 ÷ 700kg / cm (Taşıt diesel motorlar ı için sınır gerilmeler. )

σ em = 700kg / cm 2 seçildi.

A : Cıvata diş dibi kesiti (mm2) A =

P at

2.σ

=

1738 = 1,24cm 2 2.700

Civatalar ının seçimi: Diş dibi kesiti A=124 mm2 ye en yak ın olan öngergili civatalar seçilecektir. Bu değerlere en yak ın norm cıvata olarak: 10K kalitesinde, Metrik normal vida di şli M16*2, öngergili cıvata (TS.61.8) seçildi.

51

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Seçilen civatan ın boyutlar ı şöyledir: (öngergili) Vida çapı

: d = 16 mm

Vida adımı

: h = 2 mm

Bütün dairesi çap ı

: d2 = 14,701 mm

Diş dibi çapı

: d1 = 13,402 mm

Diş yüksekliği

: t1 = 1,299 mm

Yuvarlıklar

: r = 0,22 mm

Diş dibi kesiti

: A =141 mm2

Cıvata malzemesi

: 41Cr4

Kalite

: 10K

Min. Kopma direnci : 100 : 120 kg/mm 2 Brinell sertliği

:HB = 293 : 350 kg/mm 2

Akma sınır ında minimum gerilme : σ s = 90kg / mm 2 Akma sınır ında minimum uzama : δ s = %8 Müsaade edilebilen gerilmeler: Çekme

: σ z = 54kg / mm 2

Eğilme

: σ b = 54kg / mm 2

Burulma

: τ d = 32kg / mm 2

Kesme

: τ b = 43kg / mm 2

σ =

P at

2. A

=

1738 = 6,16kg / mm 2 = 616kg / cm 2 2.141

σ = 616kg / cm 2 < σ em = 700kg / cm 2 olduğundan:

Seçilen civatalar uygundur.

52


Bİ YELİN MALZEME TEKNOLOJİSİ VE İMALAT ŞEKLİ Biyel Malzemesi : , Biyel kolu çe şitli zorlamalar ın tesiri altında bulunduğu için kaba şekline ancak dönme işlemi ile getirilir. Bu nedenle dövmeye elveri şli ve mukavemeti yüksek çeliklerin kullanılması mecburiyeti vard ır. Kullanıldığı yere bağlı olmak üzere biyellerde genel olarak karbonlu yahut alaşımlı çelikler kullanılır. Biyel malzemelerinden her şeyden evvel yüksek bir çentik mukavemeti ve büyük bir uzama istenir. Çeli ğin ısıl işlemi de buna göre ayarlanmal ıdır. Aşır ı zorlanma altında bulunan biyelleri şekillendirdikten sonra ayr ıca mekanik olarak esasl ı bir şekilde işlemek lazımdır. Büyük diesel motorlar ının biyel kollar ı ekseriya sonradan i şlenmez. Hızı çok diesel motorlar ında ve yüksek zorlanmal ı otto motorlar ında VCMo135 yahut VCMo125 norm çelikleri kullanılır. Biyel malzemesi olarak VCMo135 Krom-Molibden çeli ği seçildi. VCMo135 Krom-Molibden çeli ğinin bileşkesi: C:

% 0,3 : 0,7

Cr :

% 0,9 : 1,2

Mo : % 0,12 : 0,8 Mn : % 0,5 : 0,8 Si :

% 0,35

Mukavemet Değerleri : Çekme Mukavemeti

: 85 : 95 kg/mm 2

Akma Sınır ı

: 70 kg/mm2

Uzama (Sd)

: 10 %

Büzülme

: 60 :50 %

Çentik Direnci

:12 kg.m/cm2

Sürekli eğilme mukavemeti : 44 kg/mm2 Su verilmemiş çeliğin sertliği: 230 : 290 kg/mm2 Brinell kadardır.

53

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Biyel için ikinci bir malzeme olarak : VCMo125 çeli ği de kullan ılabilir. VCMo125 Krom-Molibden çeli ğinin bileşkesi: C:

% 0,22 : 0,29

Cr :

% 0,9 : 1,2

Mo : % 0,15 : 0,25 Mn : % 0,5 : 0,8 Si :

% 0,35

Mukavemet Değerleri : Çekme Mukavemeti

: 70 : 80 kg/mm 2

Akma Sınır ı

: 50 kg/mm2

Uzama (Sd)

: 18 %

Büzülme

: 50 :60 %

Çentik Direnci

:12 kg.m/cm2

Sürekli eğilme mukavemeti : 38 kg/mm2 : 207 : 235 kg/mm2 kadardır.

Brinell sertliği

Alaşımsız çelikler çentik tesirine kar şı hassasiyetleri az oldu ğundan kalı pta dökülerek imal edilen biyellerde sürekli mukavemet bak ımından alaşımlı çeliklerle aynı değerdedir.

İmalat Şekli: Biyellerde pistonla krank milini mafsall ı olarak birbirine bağlar ve pistondan almış olduğu gaz basıncını krank miline iletirler. Biyellerde genellikle karbonlu çelikler kullanılır. Genel olarak kullan ılan biyel malzemesi. C% 0,35-0,36

Mn %

Si %

Cr %

Mo %

0,5-0,8

0,35

0,9-1,2

0,15-0,25

Aşır ı zorlanma altında bulunan biyelleri şekillendirdikten sonra ayr ıca mekanik olarak işlemek lazımdır. Piston kolunu teşkil eden malzemenin mukavemet gücünden bazı noktalarda istifade edildi ği için (bilhassa çentik ve delik olan yerlerde çatlama tehlikesi mevcuttur.) mukavemet de ğeri çok yüksek olmayan ve buna kar şılık genleşme değeri iyi olan malzemenin kullan ılması gerekir. Piston kollar ında karbon miktar ı

şöyledir. %0,32 : 0,40 olan karbonlu çelikler yeterlidir. D ış şekillerin işlenmesine pek gerek yoktur. Bu çeliklere 60 : 70 kp/mm 2 ye kadar tavlama yap ılır. Önemli olan dövmeden meydana gelen çapaklar ın enine de ğil boyuna taşlanmasıdır.

54

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Taşıt dizel motorlar ında krank milinin sökülü ş tarzı biyel uzunluğunun tespiti için önemlidir. Hızı çok diesel motorlar ında krank muylusu çap ı büyük olduğu için birçok hallerde hareket elemanlar ını yanlamas ına kesilmiş biyel konstrüksiyonunda söküldükten sonra silindir içerisinden ç ıkartmak imkans ızdır. Bu sebeple pistonun ve biyelin bu durumda krank mili tak ılı kaldığı halde aşağıdan çıkar ılması istenir. Elemanlar sökülürken belki krank milini el ile döndürmek icap eder. Kar şı ağırlıklara

şekil verilirken pistonun ç ıkar ılabilmesi nazari itibara al ınmalıdır. Biyelin genel şekillendirilmesinde motorun heyeti umumiyesini göz önüne almak lazımdır. Bir biyelden i şletme esnasında ar ıza göstermemesi, emin bir şekilde çalışması istenirken yerine göre ucuz olmas ı da istenir. Fakat biyel ileri geri hareket eden bir eleman oldu ğundan her şeyden evvel hafif olmal ıdır. Bu itibarla fuzuli malzeme yığınlar ı muhakkak bit surette önlenmelidir. Biyele şekil verilirken tabiatı ile piston ve krank mili gibi komşu elemanlar ın biyele yapaca ğı tesirleri de nazari itibara almak lazımdır. Biyelin kol k ısmının kesiti seçilirken imal tekni ğini ve hafiflik meselelerini de birlikte düşünmek gerekir. gerekli mukavemet, bu arada çekme basma, e ğilme ve flambaja kar şı olan mukavemet her türlü kesit ile elde edilebilir. Fakat di ğer faktörler nazari itibara alınınca muhtelif kesit şekilleri arasında önemli farklar derhal gözükür. Bunun için en uygun kesit “I” profili şeklinde olan kesittir.

55


Bİ YELİN DENGELENMESİ Biyelin Ağırlık Merkezi: “Cross Metodu” ile bulundu.

Kar ışık düzlemsel hareket yapan biyelin kütlesi birkaç noktada toplanm ış farz olunan ve dinamik tesiri e şdeğer olan kütlelerle de ğiştirilmektedir. Bu işleme “Biyel kütlesinin indirgenmesi” denir. Böylece problemin çözümünde ba ğıntılar basitleştirilmiş olur. Biyel için en uygun noktalar krank muylusu merkezi ile piston pernosu merkezidir. Zira bu iki nokta sadece dönme ve sadece do ğrusal hareket yapmaktad ır. Aşağıda “üç kütle metoduna” göre bağıntılar yazılacaktır. Görüleceği gibi bu metotta nokta say ısını ikiye indirmek mümkündür. Yukar ıdaki şekilde görüldüğü gibi üç kütle metodunda biyelin kütlesi, krank muylusu merkezinde, piston muylusu merkezinde ve a ğırlık merkezinde yerle ştirilmiş olan üç kütleli bir sistem ile de ğiştirilir. Bu yeni sistemin dinamik bak ımından biyel kütlesine eşdeğer olması için aşağıdaki şartlar gerçekleşmelidir. a ) Yeni m1, m2, m3 kütlelerinin toplamı biyelin m b kütlesine eşit olmalıdır.

b ) Yeni sistemin ağırlık merkezi , biyelin G a ğırlık merkezi ile intibak etmelidir.

56

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. c ) Yeni sistemin a ğırlık merkezinden geçen ve motorun krank mili eksenine paralel eksene göre atalet momenti biyelin ayn ı eksene göre θ b atalet momentine e şit olmalıdır. Bu şartlara göre a şağıdaki üç denklem yaz ılabilir; 1- Toplam kütlenin ayn ı kalmas ı : m1 + m2 + m3 = m b 2- Ağırlık merkezi konumunun de ğişmemesi : m1.a- m2.b = 0 3- Atalet momentinin ayn ı kalması : m1.a2- m2.b2 = θ b = m.i2 Burada i biyelin G a ğırlık merkezinden geçen eksene göre atalet yar ıçapıdır. m 1 kütlesi krank kütlelerini temsil eden m krank kütlesi ve m2 kütlesi de gidip gelme hareketi yapan piston sisteminin kütlesine eklendi ği zaman bu iki notada toplanm ış olan kütleler m3 ‘e nazaran çok daha büyüktür. Bu durumu göz önüne alarak 1. denklemdeki m 3 kütlesini ihmal edebiliriz. (m 3=0) Buna göre ilk 2 denklemi yazarsak; m1 + m2 = m b

(1)

m1.a- m2.b = 0

(2)

(2)’den; m 2 = m1 . m1 + m1 . m1 =

a

değerini (1)’de yerine yazarsak;

b

a b

a

= mb ⇒ m1 (1 + ) = mb b

b.mb a+b

Ve (1)’den; m2 = m b - m1 bulubur. G b = 3,84kg = 3840 gr olarak daha önce bulunmu ştu.

a = 80 mm = 8 cm b = 220 mm = 22 cm olarak tespit edildi. m b =

Gb g

=

3,84(kg ) ≅ 3,9.10 −3 kg .cm −1 .sn 2 2 981cm / sn

m b ≅ 3,9.10 −3 kg .cm −1 .sn 2 22.3,9.10 −3 = = 2,86.10 −3 kg .cm −1 sn m1 = . 2 a+b 8 + 22 b.mb

57

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. m1 = 2,86.10 −3 kg .cm −1 .sn 2

m2 = m b - m1 = 3,9. 10 −3 − 2,86.10 −3 = 1,04.10 −3 kg .cm −1 .sn 2 m2 = 1,04.10 −3 kg .cm −1 .sn 2 θ b : Biyelin atalet momenti θ b = m1.a2- m2.b2 θ b = 2,86.10 −3.8 2 + 1,04.10 −3.22 2 = 0,6864 kg .cm.sn 2 θ b = 0,6864 kg .cm.sn 2

Piston-Biyel Sisteminin Eşdeğer Atalet Momenti : ( θ e ş ) ⎡ ⎣

θ e ş = ⎢ mdön +

1 ⎤ m gg ⎥.r 2 2 ⎦

m dön = m1 = 2,86.10 −3 kg .cm −1 .sn 2 m gg = m2 = 1,04.10 −3 kg .cm −1 .sn 2

⎡ ⎣

1 2

⎤ ⎦

θ e ş = ⎢ 2,86.10 −3 + 1,04.10 −3 ⎥.(6,5) 2 θ e ş = 0,1428kg .cm .sn 2

NOT =

λ 2

4

değeri çok küçük oldu ğundan yukar ıdaki θ e ş formülünde, 1 +

değeri ihmal edilmiştir. Şayet bu de ğer ihmal edilmezse, θ e ş momentinin değeri gerçekte şöyle bulunur. ⎡ λ 2 ⎤ 2 1 θ e ş = ⎢ mdön + m gg .(1 + ) .r 2 4 ⎥⎦ ⎣ ⎡ 1 (0,21) 2 ⎤ −3 −3 θ e ş = ⎢ 2,86.10 + 1,04.10 .(1 + )⎥.(6,5) 2 2 4 ⎣ ⎦ θ e ş = 0,1430 kg .cm .sn 2

Bu durumda yeni formüle nazaran yap ılan hata oran ı: (

0,1430 − 0,1428 ) x100 = 0,1398 ≅ 0,14 ≅ %14 olur. 0,1430

58

λ 2

4


59


60


61


4 – KRANK MİLİ GENEL BİLGİLER Krank milleri biyelden gelen gaz ve atalet kuvvetlerini motorun iç miline döndürme momenti olarak ta şıyan elemanlardır. Yapılar ı icabı çeşitli dış tesirlerin altında bulunurlar. Krank milinin kütle kuvvetleri mil yataklar ı taraf ından kar şılanır. Motorun ilk tasarlanmasında krank milinin boyutlar ı daha imal edilmi ş konstrüksiyon oranlar ından örnek alınır. Krank milinin boyutlar ı : ana ve biyel yataklar ının sayısı, motor bloğunun yapısı, silindir kafalar ının tertibi ve yapısı, V tipi motorlarda biyelin terkibine, krank mili malzemesi ve imal şekline bağlıdır. Krank mili krank kutusundaki yataklar içerisinde yataklanm ıştır. Biyelden gelen ve krank muylusu ile iletilen gaz ve kütle kuvvetleri mil yataklar ında reaksiyon kuvvetleri ve mil üzerinde i ş yapan bir moment husule getirirler.krank milinden geçen kuvvet ak ımı mekanik zorlanmalar do ğurur. Krank milinin ve ona ba ğlı olan piston, biyel ve volan gibi hareket elemanlar ının kütleleri milin elastikli ği ile titreşime müsait bir sistem husule getirirler ki, dolayısı ile bu sistemde periyodik olarak tesir eden kuvvetler tesiri alt ında ekseriya yüksek mekanik zorlanmalar husule getiren titre şimler doğabilir. Yataklarda ayr ıca kayma yüzeyleri zorlanmalar ı mevcuttur. Bu günkü teknik icaplar ına göre taşıt diesel motorlar ının krank millerinde her muyludan sonra bir ana yatak bulunmal ıdır. Son zamanlarda ta şıt diesel motorlar ında genel olarak ıslak silindir kovan ı kullanılmaktadır. Bunun sebebi kolay de ğiştirilebilir olması ve daha iyi döküm malzemesinin kullan ılabilmesi imkanıdır. Krank milleri motorun üst karterinde bulunan ana yataklara muylular yard ımı ile bağlanır. Krank milinin ana muylular ından birinin iki yan yüzü teniz i şlenmiştir. Klavuz muylu denilen bu muyluya yatak kusinetleri tak ılır. Krank milinin eksenel hareketi bu yatak yardımı ile sınırlandır ılır.

62

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. KRANK SEÇİMİ: Dört silindirli, su soğutmalı, sıra tip taşıt dizel motoru krank milinde dört tane muylu yatağı, beş tanede ana yatak bulunmaktad ır. Biyel muylular ı ikişer ikişer aynı eksende ve ortak bir düzlem içinde bulur. Buna göre d ış uçtaki birinci ve dördüncü biyel muylular ı aynı eksende, ortadaki ikinci ve üçüncü biyel muylular ı ise 180º farkl ı eksende ve her iki eksen de ayn ı düzlem üzerinde bulunur. Yani: 1 ve 4 ayn ı, 3 ile 2 aynı eksendedir. Krank be ş defa yataklanmıştır. Motorun ateşleme sırası: 1-3-4-2 dir. Ateşleme sırası: 1-3-4-2 olduğundan, silindirlerdeki durum şöyle olacakt ır: 1

2

3

4

İş

Egsoz

Sık ıştırma

Emme

Egsoz

Emme

İş

Sık ıştırma

Emme

Sık ıştırma

Egsoz

İş

Sık ıştırma

İş

Emme

Egsoz

Ateşleme Sırası 1. Silindir

İş

egsoz

Emme

Sık ıştırma

2. Silindir

Sık ıştırma

İş

Egsoz

Emme

3. Silindir

Emme

Sık ıştırma

İş

Egsoz

4. Silindir

Egsoz

Emme

Sık ıştırma

İş

Bu ateşleme sırasına göre : Motorun kam milindeki kamlar, birinci silindir güç (iş) zamanında iken üçüncü silindir s ık ıştırma zamanında, dördüncü silindir emme zamanında ve ikinci silindir egsoz zaman ında bulunacak şekilde düzenlenmi ştir.

63

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. KRANK MİLİ BOYUTLARI Krank mili konstrüksiyonunda seçilecek en mühim de ğerlerden birisi kank ın ve muylular ın uzunluğunu tespit edecek olan silindirler aras ındaki mesafedir. Bu mesafe çeşitli motorlarda çeşitli mülahazalar altında seçilir. Diesel motorlar ında silindir mesafeleri umumiyetle daha büyüktür. Ta şıtlarda kullanılan sıra tip diesel motorlar ında krank milinin boyutlar ı genellikle aşağıdaki gibidir. a-Silindirler arası mesafe (Ls): Ls = (1,36 : 1,38).D ise L s ≅ 1,37. D = 1,37.110 ≅ 150mm

L s 0 ≅ 150mm

b-Kol muylusu çapı (dk ): dk : (0,56 : 0,72).D ise d k ≅ 0,64.110 ≅ 70mm

d k ≅ 70mm

c-Kol muylusu uzunlu ğu (Lk ): Lk : 0,45.D ise Lk = 0,45.110 = 50mm

Lk = 50mm

d-Ana muylusunun çap ı (da): da = (0,69 : 0,76).D ise d a = 0,725.110 = 80mm

d a = 80mm

e-Ana yatak muylusunun uzunlu ğu (La): La = 48mm

La = 0,6.d a = 0,6.80 = 48mm

f-Krank Kolar ı Genişlik = (1,0 : 1,2).D ≅ 1,1. D ≅ 1,1.110 ≅ 120mm Kalınlık ≅ 0,24. D ≅ 0,24.110 ≅ 26mm Geçiş ≅ 0,08. D ≅ 0,08.110 ≅ 8mm

64


KRANK MİLİ MUKAVEMET HESABI Krank mili pistondan biyel vas ıtası ile gelen kuvveti moment halinde motor volanına verir. Bu moment i ş yapan moment olup men şei gaz ve atalet kuvvetleridir. Ortalama bir de ğer halinde tesir eden i ş momentinden ayr ı olarak, krank miline, bir de değişken olan ve volan taraf ından alınan ve dengelenen momentler tesir ederler. Krank mili bu kuvvetlerin esiri ile e ğilmeye ve burulmaya zorland ığı gibi ayr ıca yatak basınçlar ına göre de zorlan ır. Diğer taraftan krank mili titreşime müsait bir elemand ır. Titreşimler krank miline e ğilmeye ve burulmaya zorlarlar. Krank mili titreşimleri büyük tehlikeler do ğurabilirler ve dolayısı ile önlenmesi için azami bir gayret sarf ı gerekir. Umumiyet itibariyle iki kritik vaziyette krank ın hesab ını yapmak mecburiyeti vardır. 1-Piston üst ölü noktada iken; yanman ın husule getirdi ği basınç azami değerindedir. Bu vaziyette tesir eden kuvvet P max olup ancak atalet kuvvetleri ile bir miktar azaltılmış durumdadır. Bu kritik durumda krank muylusu e ğilmeye zorlanır. 2-Piston üst ölü noktadan takriben 35º sonrada iken bu vaziyette P t = 0,4.Pmax teğetsel kuvveti maksimum burulma momenti husule getirir. Ayr ıca radyal P r kuvveti de muyluyu eğilmeye zorlar. Krank milinin bu iki duruma göre mukavemet hesab ı yapılacaktır.

A-BURULMAYA GÖRE ZORLANMA: Krank millerinde kuvvet bir kol üzerinden tesir eder. Şekilden de görülebilece ği gibi krank kolunun ortas ına tesir eden piston biyelinin kuvveti F 1 krank yolu dairesine radyal FR ve teğer FT diye iki bileşene ayr ılabilir. Pmax = 60 kp/cm2 dir. (Max. Yanma bas ıncı)

65


Pmax = 60 kp/cm2 olduğundan F max =

π D . 2

4

P . max =

π .(11) 2

4

.60 ≅ 5700 kp bulunur.

Bu kuvvet iki bileşene ayr ılır. Uygulamalar göstermi ştir ki piston Ü.Ö.N.’dan takriben 350 sonrada bu vaziyette; Ft =0,4.Fmax değerindeki tepeğetsel kuvvet , max. burulma momentini husule getirmektedir. Ft =0,4.Fmax = 0,4.5700 ≅ 2280 kp

1-Fr krankta (piston üst ölü noktada) : Bu durumda a-) Çeki gerilmesi

Ft = 0 : σ z =

b-) Eğilme gerilmesi : σ b =

F r b.h F r .e b.h 2 / 6

σ top = σ z + σ b

66

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Bilinenler: Krank kolu ölçüleri: b = 1,1.D = 1,1.110 ≅ 120 mm (Geni şlik) h = 0,24.D = 0,24.110 =26 mm (Kal ınlık) e=

Lk

2

=

50 = 25mm 2

a)-

σ z =

b)-

σ b =

F r b.h

=

F r .e b.h 2

6

5700 ≅ 183 kp / cm 2 12.2,6 =

5700.2,5 ≅ 1054 kp / cm 2 2 12.( 2,6) 6

σ top = σ z + σ b = 183 + 1054 = 1237 kp / cm 2

2-Ft kuvveti krankta :

a-) Ft.y = My momenti ile

: σ b =

F t . y h.b 2

6 b-) Tarafsız tabakada kayma : τ =

F t

2 .b.h 3

c-) Ft.e momenti ile burkulma : kol kesiti kare oldu ğu için, bu momentin iki maksimumu vardır. τ t 0,1 =

τ t 6, 7 =

F t .e

2 .h.b 2 9 F t .e

2 .b.h 2 9

(0 ve 1 noktalar ında)

(6 ve 7 noktalar ında)

Bunlardan de ğeri yüksek olan ını hesaba katmak gerekir. Fakat biz burada emniyet bak ımından : τ t = τ t 0,1 + τ t 6,7 olarak alacağız.

67

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. a-)

σ b =

b-)

τ =

c-)

τ t 0,1 =

2280.10 ≅ 365 kp / cm 2 2 2,6.(12) 6 2280

2 .12.2,6 3

τ t 6, 7 =

≅ 110 kp / cm 2

2280.2,5 ≅ 68 kp / cm 2 2 .2,6.12 2 9 2280.2,5 ≅ 316 kp / cm 2 2 .12.2,6 2 9

τ t = τ t 0,1 + τ t 6, 7 = 68 + 316 =384 kp / cm 2

B- EĞİLMEYE ZORLANMA: Krank milleri ile ilgili belirli kritik noktalarda hesab ın yapılması kafidir. Umumiyetle iki kritik değerde hesap yap ıır. Piston Ü.Ö.N.’ da iken bas ınç maksimumdur. Yani P max’dır. Bu durumda piston eğilmeye zorlanır. Piston Ü.Ö.N.’ dan takriben 35 0 aşağı indiği vaziyette Pt (teğetsel kuvvet) Pt =0,4.Pmax ile max. burulma momenti husule getirir. Ayr ıca Pr radyal kuvveti de eğilmeye zorlar.

Krank milinde : 5 tane ana yatak, 4 tanede muylu yata ğı vardır. l a: Ana yatak muylusunun uzunlu ğu . l k : Kol muylusunun uzunlu ğu(yuvarlanmalar dahil).

da: Ana yatak muylusunun çap ı. 68

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. dk : Kol muylusunun çap ı. L1 =

l a

2

+

l k

2

+h=

48 50 + + 26 = 75mm alındı. 2 2

Ls : Silindirler arası mesafe = 150 mm A, B, C, D, E :Yatak tepki kuvvetleri. P1, P2, P3, P4 :Biyelden muylulara gelen kuvvetler. Piston Ü.Ö.N.’da iken te ğetsel kuvvet yok kabul edilip maksimum kuvvet : Pr = Pmax’ d ır. Pmax ise maksimum yanma bas ıncı olan Pmax’dan dolay ı oluşan kuvvettir. Bu durumda: P 1 ≠ P 2 ≠ P 3 ≠ P 4 = P max = P r (Değişik periyotlarda) A + B + C + D + E = P 1 + P 2 + P 3 + P 4 ’dür. (Dört Silindirli)

Krank milini bu durumda tekil yüklü bir kiri ş gibi düşünerek hesaplar ı yaparsak:

P1

A

LA

P2

B

LB

P3

C

P4

D

LC

E

LD

Burada 5 momentli devaml ı bir kiriş mevcuttur. Bu durumda devaml ı kirişlere uygulanan “Üç moment teoremi”’ni uygularsak: Mesnetlere etkiyen momentleri soldan sa ğa doğru : MA, MB, MC, MD, ME ile göstereceğiz. Kiriş uçlar ı serbest mesnetli oldu ğundan heman belli ki M A,=ME=0 dır. Üç moment teoremini evvela sol ve orta aç ılığa uygulayaca ğız. Bunun MBve MC, bilinmeyenlerini içeren bir denklem vereceği bellidir. Bu açıklıklardan biri bir kuvvet diğeri eşit yayılı yükle çalıştığından probleme üç moment teoreminin özel şekli uygulanabilir. Böylece; M A . L A + 2 M B .( L A + L B ) + M C L . B = −

P 1 L . 1

∑ L

2

L12

.[ L A −

P 2 . L B3

]− ∑

A

Buna “üç moment teoremi” veya “Clapeyron Denklemi” denir.

69

L A

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Bu denklemi basitleştirirsek: M A = M E = 0 idi. Bu durumda P 1 L . 1

2. M B .( L A + L B ) + M C L B = − L A = L1 +

LS

L B = L1 +

LS

2 2

L A

2

2

.( L A − L 1 ) −

3 P 2 L . B

L A

= 75 +

150 = 150mm 2

L A = 150mm

= 75 +

150 = 150mm 2

L B = 150mm

1. Durum : 1 ve 4 nolu pistonlar Ü.Ö.N.’ da iken : Ρ = P . F = P .

π . D 2

4

= P .

π .(11) 2

4

≅ 95. P (kp)

Ρ = 95 P

A-) 1. piston iş başlangıcında : P = P 4 = Pmax = 60 kp/cm2 P1 = Pmax =95.60 = 5700 kp

P1 = 5700 kp

B-) 2. piston eksoz ba şlangıcında :P = P5 = 6,7 kp/cm2 P2 =95.6,7 = 636,5 kp

P 2 = 636.5 kp

C-) 3. piston sık ıştırma başlangıcında: P = P1 = 1 kp/cm2 P3 =95.1 = 95 kp

P3 = 95 kp

D-) 4. piston emme ba şlangıcında: P = P0 = 1 kp/cm2 P4 =95.1 = 95 kp

P4 = 95 kp

Birinci duruma göre yatak kuvvetlerini bulal ım. Genel formülde kuvvetleri yerine yazarsak: 5700.75 636,5.150 3 2 2 2. M B .(150 + 150) + M C 150 = − .(150 − 75 ) − 150 150 600 M . B . + M C 150 = −48093750 − 14321250 150(4 M . B . + M C ) = −62415000 dan ( 4 M . B . + M C ) = - 416100 kp.mm 4 M . B . + M C = - 416100 kp.mm

Şimdi üç moment teoremini uygulayacağız. Bu durumda art ık:

70

M A ’ yı almadan sağa doğru tekrar

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. M B ≠ 0 ve L B = 150mm, LC = 150, L1 = 75mm dir. 3

P L B M B L . B + 2 M C . ( L B + LC ) + M D LC = − 2. − L A

L P 3. ( S )

2 .[ L2 C − ( LS ) 2 ] LC 2

150 95.( ) 636,5.(150) 2 .[150 2 − (150 ) 2 ] M B .150 + 2 M C (150 + 150) + M D .150 = − − 150 150 2 150( M B + 4 M . C . + M D ) = −14321250 − 801562 3

150( M B + 4 M . C . + M D ) = - 15122812 M B + 4 M . C . + M D = −100819 kp.mm

Şimdi de üç moment teoremini (veya diyagram ını) orta ve sağ açıklıklara uygulayacağız. Bu defa da M B dikkate alınmayacaktır. Bu durumda M E = 0 dır ve LD =150 mm. P 3 L . 1

M C L . C + 2 M D .( LC + L D ) + M E L D = −

LC

2

.[ L

C

2

− L 1 ] −

3 P 4 L . D

LC

95.75 95.150 3 2 2 M C .150 + 2M D .(150 + 150) + 0 = − .[150 − 75 ] − 150 150 150( M C + 4.M D ) = −801562 − 2137500 = −2939062 150( M C + 4.M D ) = −2939062 kp.mm M C + 4.M D = −19594 kp.mm

Elimizde 3 tane denklem (a,b,c) ve 3 tane de bilinmeyen de ğer ( M B , M C , M D ) olduğundan bu 3 denklemi art ık çözerek M B , M C ve M D momentlerini bulabiliriz. 4 M . B + M C = −416100 kp.mm M B + 4 M . C . + M D = −100819 kp.mm M C + 4.M D = −19594 kp.mm

(a)’ dan;

4 M . B = −416100 − M C M B =

− 416100 − M C 4

71

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Bunu (b) de yerine yazal ım: − 416100 − M C + 4 M . C . + M D = −100819 kp.mm 4 − M C 416100 . C . + M D = −100819 + + 4 M 4 4 − M C . C . + M D = 3206 kp.mm + 4 M 4

. C . − M C + 16 M + M D = 3206 4 15 M . C . + M D = 3206 4 15 M . C + 4.M D = 12824 kp.mm (c) ve (d) yi beraber çözersek: 15 M . C + 4.M D = 12824 − M C ± 4.M D = ±19594

14 M . C = 32418 M C =

32418 ≅ 2316 kp.mm 14

M C ≅ 2316 kp.mm

Bu değer C noktasındaki momenttir. O halde C noktas ına göre sağ ve sol taraftaki kuvvetlerin momentlerini al ırsak: 1-) Sol taraftan gidilerek: R A.(LA+LB)-P1.(LS+L1)+R B.LB-P2.L1=MC R A.( 150+150)-5700.(150+75)+R B.150 -636,5.75 = 2316 R A.( 150+150) -1282500+R B.150 -47737,5 = 2316 150.(2.R A+R B) – 1330237 = 2316 150.(2.R A+R B) = -1332553 2.R A+R B ≅ 8884 kp 2-) Sağ taraftan gidilerek: R E.(LD+LC)-P4.(LS+L1)+R D.LC-P3.L1=MC R E.(150+150)-95.(150+75)+R D.150-95.75 = 2136 150.(2.R E+R D) – 28500 = 2316 2.R E+R D ≅ 205 kp 72

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Ayr ıca: MC ≅ 2316 kp.mm de ğerini (a) da yerine yazarsak: 4 M . B + M C = −416100 kp.mm idi. 4 M . B + 2316 = −416100 4 M . B = −418416 MB = - 104604 kp.mm

M B = −104604 kp.mm

B noktasındaki momenttir. O halde B noktas ına göre

sağ ve sol taraftaki kuvvetlerin momentleri al ınırsa: 1-) Sol taraftan gidilerek: R A.LA - P1.(LA-L1) = MB R A.150 - 5700.(150-75) = - 104604 kp.mm R A ≅ 4578 kp 2.R A+R B ≅ 8884 kp bulunmu ştu 2.2153 + R B =8884 R B = 4578 kp 2-) Sağ taraftan gidilerek: R E.(LD + LC + LB) – P4.(LS + L1 +LB) + R D.(LC+LB)– P3.(L1+LB) + R C.LB P2.(LB-L1) = MB R E.(150+150+150)–95.(150+75+150)+R D.(150+150)– 95.(75+150) + R C.150 – 636,5.(150-75) = -104604 kp.mm 150.(3.R E + 2R D + R C) - 35625 – 21375 – 47737 = -104604 3.R E + 2R D + R C ≅ 0,9 kp.mm (b) den: MB + 4.MC+MD = -100819 kp.mm MC = 2316 kp.mm ve M B = - 104604 kp.mm -104604 + 4. 2316 + M D = -104604 4.2316 + MD = 3785 buradan da:

M D = - 5479 kp.mm olur.

Bu değerde de D noktas ındaki momenttir. O halde D noktas ına göre sa ğ ve sol taraftaki kuvvetlerin momentlerini al ırsak: 1-) Sol taraftan gidilerek: R A.(LA+LB+LC)– P1.(LS+L1+LC) + R B.(LB+LC) - P2.(L1+LC) + R C.LC - P3.(LC-L1) = MD

73

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. R A.(150+150+150)– 5700.(150+75+150) + R B.(150+150) – 636,5.(75+150) + R C.150 - 95.(150-75) = -5479 kp.mm 150.(3.R A + 2R B + R C)-2287838 = -5479 kp.mm 3.R A + 2R B + R C = 15216 kp.mm R A = 2153 kp

3.2153 + 2.4578 + R C =15216

R B = 4578 kp

R C = -398 kp

2-) Sağ taraftan gidilerek: R E.LD – P4.(LD-L1) = MD R E.150 - 95.(150-75) = M B R E ≅ 11 kp 2.R E + R D ≅ 205 kp bulunmu ştu. 2.11 + R D ≅ 205 den R D ≅ 183 kp Moment diyagramı için: MX = R A.X ; X = 0 için MX = 0 = MA = 0 X = L1 için MP1 = R A.L1 = 2153.75 =161475 kp.mm MX1 = R A.X1 – P1.(X1-L1) X1 = L1

MX1 = MP1

X1 = LA

MX1 = MB = R A.LA – P1.(LA-L1) MB = 2153.150 – 5700.(150-75) = -104550 kp.mm

MX1 = 0 ise X1 =? R A.X1 - P1.(X1- L1) = 0 dan 2153.X 1 – 5700.(X1-75)=0 2153. X1-5700. X1+5700.75 = 0 ⇒ X1 ≅ 120,5 mm X1 ≅ 120,5 mm ise MX1= 0 dır. MX2 = R A.X2 – P1.(X2-L1) + R B.(X2-LA) X2 = LB

için

MX2 = MB=-104550 kp.mm idi (sağlama)

X2 = L1+LS

için

MX2 = MP2 = R A.(L1+LS) – P1.LS + R B.(L1+LS-LA) MP2 = 2153.(75+150) – 5700.150 + 4578.(75+150-150) MP2 = - 27225 kp.mm

74

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. MX2 = 0 ise X2 =? R A.X2 - P1.(X2- L1)+ R 1.(X2- LA) = 0 2153.X2 – 5700.(X2-75) + 4578.(X2- 150) =0 2153. X2 - 5700. X 2 +5700.75+ 4578.X 2 = 0 ⇒ X2 ≅ 251,4 mm X2 ≅ 251,4 mm ise MX2= 0 dır. MX3 = R A.X3 – P1.(X3-L1) + R B.(X3-LA)- P2.[X3-(L1+LS)] X3 = L1+LS

için

MX3 = MP2= -27225 kp.mm

X3 = LA+LB

için

MX3 = MC olur. MC = R A.(LA+LB) – P1.[(LA+LB)- L1] + R B.LB –P2.L1 MC = 2153.(150+150) – 5700.[(150+150)- 75]+4578.150

– 636,5.75) MC = 645000 -1710000+427500+686700-47737,5 MC ≅ 2362 kp.mm MX3 = 0 ise X3 =? R A.X3 - P1.(X3- L1)+ R B.(X3- LA)- P2.[X3-(L1+LS)] = 0 2153.X3 – 5700.(X3-75) + 4578.(X3-150) - 636,5[X3- (75+150)] = 0 2153.X3 – 5700.X3-5700.75 + 4578. X 3-4578.150 - 636,5.X 3 -636,5.225 = 0 394,5. X3 –115987,5 = 0 394,5. X3 = 115987,5 den

X 3 = 294 mm X3 = 294 mm ⇒ MX3 = 0 dan geçer.

MX’ = R E.X’ : X’= 0 için M X’ = ME = 0 olur. X’= L1 için M X’ = MP4 = R E.L1 = 11.75 = 825 kp.mm M X1’ = R E. X1’- P4.( X1’-L1) X1’ = L1

için

M X1’ = MP4 = 825 kp.mm

X1’ = LD

için

M X1’ = MD = R E.LD – P4.(LD – L1) MD = 11.150 – 95.(150 - 75) = -5475 kp.mm

M X1’ = 0 ise X1’=? R E. X1’ – P4.( X1’-L1) = 0

11. X1’- 95. X1’+95.75 = 0 11. X1’- 95. (X1’-75) = 0 X1’ = 84,8 mm ≅ 85 mm X1’ ≅ 85 mm ⇒ M X1’ = 0 75

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. X1’ ≅ 85 mm ⇒ M X1’ = 0 M X2’ = R E. X2’- P4.( X2’-L1) + R D.( X2’-LD) X2’ = LD

için

X2’ = L1+LS için

M X2’ = MD = -5475 kp.mm M X2’ = MP3

MP3 = R E.(L1+LS) – P4.LS+R D.

LS

2

MP3 = 11.(75+150) – 95.150 + 183.

150 den 2

MP3 =1950 kp.mm

M X2’ = 0 ise X2’=? R E. X2’ – P4.( X2’-L1) + R D.( X2’-LD)= 0 11. X2’- 95. X2’+95.75 + 183.( X2’-150)= 0 99. X2’+7125-27450 = 0 dan

X 2’ =205.3 mm X2’ =205.3 mm ⇒ M X2’ = 0 dan geçer.

M X3’ = R E. X3’ - P4( X3’- L1)+ R D.( X3’- LD)- P2.[ X3’- (L1+LS)] X3’ = L1+LS

için

M X3’ = M P3 = 1950 kp.mm

X3’ = LA+LB

için

M X3’ = M C = 2362 kp.mm

MC = R E.(LD+LC) – P4.[(L1+LS) + R D.LC –P3.L1 MC = 11.(150+150) – 95.[(75+150) + 183.150 – 95.75 MC = 2362 kp.mm (Maksimum e ğilme momenti.) P kuvvetleri ve M e ğilme momentleri muayyen periyotlarla de ğişir. Her periyotta kuvvetler yön de ğiştirir. Bu nedenle her seferinde yani tam döret çe şit eğilme moment diyagramı ortaya çıkar.

76

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. 2. Durum : (2. ve 3. pistonlar Ü.Ö.N.’ da iken ) A-) 1. piston eksoz ba şlangıcında: P = P5 = 6,7 kp/cm2 Ρ1 =

π . D 2

4

. P =

π .(11) 2

4

.6,7 = 95.6,7 = 636,5kp

Ρ1 = 636,5 kp

B-) 2. piston emme ba şlangıcında: P = P0 =1 kp/cm2 Ρ2 = 95.1 = 95kp

Ρ2 = 95 kp

C-) 3. piston iş başlangıcında: P = P4 =60 kp/cm2 Ρ3 = 95.60 = 5700kp

Ρ3 = 5700 kp

D-) 4. piston sık ıştırma başlangıcında: P = P1 =1 kp/cm2 Ρ4 = 95.1 = 95kp

Ρ4 = 95 kp

Yatak tepkileri yine “üç moment teoreminden” faydalanarak hesap edilecektir. M A . L A + 2 M B .( L A + L B ) + M C L . B = −

P 1 L . 1

∑ L

2

L12

.[ L A −

]− ∑

A

P 2 . L B3 L A

Yine : M A = M E = 0 dır. 636,5.75 95.150 3 2 2 2. M B .(150 + 150) + M C 150 = − .(150 − 75 ) − 150 150 150.(4. M B + M C ) = - 7507968,7 4. M B + M C = - 50053 kp.mm

Şimdi üç moment teoremini M A’yı almadan sa ğa doğru tekrar uygulayaca ğız. Bu durumda artık MB ≠ 0’dır. 3

L P 3 . S

P L . 2 .[ L2 − ( LS ) 2 ] M B L . B + 2 M C .( L B + LC ) + M D L . C = − 2 B − C L A LC 2

95.150 3 5700.75 150 M B .150 + 2 M C .(150 + 150) + M D .150 = − − .[150 2 − ( ) 2 ] 150 150 2 150.(MB + 4.MC+MD )= -50231250 kp.mm MB + 4.MC+MD = -334875 kp.mm

77

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Şimdi üç moment teoremini orta ve sa ğ açıklıklara uygulayaca ğız. Bu durumda ise MA ve MB dikkate al ınmayacakt ır ve MB = 0 dır. P 3 . L1

M C . LC + 2 M D .( LC + L D ) + M E L . D = −

LC

2

L12

.[ LC −

]−

3 P 4 . L D

LC

5700.75 95.150 3 2 2 M C .150 + 2M D .(150 + 150) + 0 = − .[150 − 75 ] − 150 150 150.(MC+4.MD )= -50231250 kp.mm MC+4.MD = -334875 kp.mm Bulunan bu üç denklemi ortak çözerek M B, MC, MD momentlerini bulabiliriz. 1. Durumdaki çözüme benzer şekilde: M B =

− 50053 − M C 4

Bunu (b) de yerine yazal ım:

− 50053 − M C . C . + M D = −334875 kp.mm + 4 M 4

15 M . C . + M D = −322361,75 4 15 M . C + 4.M D = −1289447 kp.mm (c) ve (d) yi beraber çözersek: M C + 4.M D = −334875

− 15 M . C ± 4.M D = ±1289447

14 M . C = 954572 M C ≅ 954572 kp.mm

Bu değer C noktasındaki momenttir. O halde C noktas ına göre sağ ve sol taraftaki kuvvetlerin momentlerini al ırsak: 1-) Sol taraftan gidilerek: R A.(LA+LB)-P1.(LS+L1)+R B.LB-P2.L1=MC R A.( 150+150)-636,5.(150+75)+R B.150 -95.75 = - 68184 150.(2.R A+R B) ≅ 82154 2.R A+R B ≅ 548 kp 2-) Sağ taraftan gidilerek: R E.(LD+LC)-P4.(LS+L1)+R D.LC-P3.L1=MC

78

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. R E.(150+150)-95.(150+75)+R D.150-5700.75 = -68184 kp.mm 2.R E+R D = 2538 kp Ayr ıca: MC ≅ -68184 kp.mm değerini (a) da yerine yazarsak: 4 M . B + M C = −50053 kp.mm idi. 4 M . B - 68184 = −50053 MB = 4532 kp.mm

M B = 4532 kp.mm

B noktasındaki momenttir. O halde B noktas ına göre sağ

ve sol taraftaki kuvvetlerin momentleri al ınırsa: 1-) Sol taraftan gidilerek: R A.LA - P1.(LA-L1) = MB R A.150 – 636,5.(150-75) = 4532 kp.mm R A ≅ 348 kp 2.R A+R B ≅ 548 kp bulunmu ştu 2.348 + R B =548

R B = -148 kp

2-) Sağ taraftan gidilerek: R E.(LD + LC + LB) – P4.(LS + L1 +LB) + R D.(LC+LB)– P3.(L1+LB) + R C.LB P2.(LB-L1) = MB R E.(150+150+150)–95.(150+75+150)+R D.(150+150)– 5700.(75+150) + R C.150 – 95.(150-75) = 4532 kp.mm 150.(3.R E + 2R D + R C) – 95.375 – 5700.225 – 95.75 = 4532 3.R E + 2R D + R C ≅ 8865 kp.mm (b) den: MB + 4.MC + MD = -334875 kp.mm idi. MB = 4532 kp.mm ve M C = - 68184 kp.mm 4532 - 4.68184 + MD = -334875

MD = - 66671 kp.mm olur.

Bu MD değeride de D noktas ındaki momenttir. O halde D noktas ına göre sağ ve sol taraftaki kuvvetlerin momentlerini al ırsak: 1-) Sol taraftan gidilerek: R A.(LA+LB+LC)– P1.(LS+L1+LC) + R B.(LB+LC) - P2.(L1+LC) + R C.LC - P3.(LC-L1) = MD R A.(159+159+159)– 636,5.(138+90+159) + R B.(159+159) – 95.(90+159) + R C.159 - 5700.(159-90) = -74513 kp.mm 79

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. 159.(3.R A + 2R B + R C) = 74513 + 246325,5 + 416955 kp.mm 3.R A + 2R B + R C = 3703 kp.mm 2-) Sağ taraftan gidilerek: R E.LD – P4.(LD-L1) = MD R E.159 - 95.(159-90) = - 74513 R E ≅ -427 kp 2.R E + R D ≅ 2950 kp bulunmu ştu. 2.(- 427) + R D ≅ 2950 den R D ≅ 3804 kp 3.R E + 2R D + R C = 9217 kp.mm bulunmu ştu 3.(-427)+2.3804+ R C = 9217 R C = 2890 kp Moment diyagramı için: MX = R A.X ; X = 0 için MX = MA = 0 X = L1 için MX = MP1 = R A.L1 = 295.90 =26550 kp.mm MX1 = R A.X1 – P1.(X1-L1) X1 = L1

MX1 = MP1

X1 = LA

MX1 = MB = R A.LA – P1.(LA-L1) MB = 295.159 – 636,5.(159-90) = 2986,5 kp.mm

MX2 = R A.X2 – P1.(X2-L1) + R B.(X2-LA) X2 = LB

için

MX2 = MB= 2986,5 kp.mm idi (sa ğlama)

X2 = L1+LS

için

MX2 = MP2 = R A.(L1+LS) – P1.LS + R B.(L1+LS-LA) L1+LS-LA= LS/2 MP2 = 295.(90+159) – 636,5.138 + 36.69 MP2 = - 2301 kp.mm

MX2 = 0 ise X2 =? R A.X2 - P1.(X2- L1)+ R 1.(X2- LA) = 0 295.X2 – 636,5.(X2-90) + 36.(X2- 159) =0 195. X2 – 636,5. X2 +636,5.90+ 36.X2+36.159 = 0 ⇒ X2 ≅ 167 mm X2 ≅ 167 mm ise MX2= 0 dır.

80

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. MX3 = R A.X3 – P1.(X3-L1) + R B.(X3-LA)- P2.[X3-(L1+LS)] X3 = L1+LS

için

MX3 = MP2= -23061 kp.mm

X3 = LA+LB

için

MX3 = MC olur. MC = R A.(LA+LB) – P1.[(LA+LB)- L1] + R B.LB –P2.L1 MC = 295.(159+159) – 636,5.[(159+159)- 75]+36.159 – 95.90) MC ≅ - 59862 kp.mm

MX3 = 0 ise X3 =? R A.X3 - P1.(X3- L1)+ R B.(X3- LA)- P2.[X3-(L1+LS)] = 0 295.X3 – 636,5.(X3-90) + 36.(X3-159) - 95.[X3- (90+159)] = 0 295.X3 – 636,5.X3 -636,5.90 + 36. X 3- 36.159 - 95.X 3 - 95.228 = 0 -472,5. X3 +84669 = 0 -472,5. X3 = -84669 dan

X3 = 179,2 mm X3 = 179,2 mm ⇒ MX3 = 0 dan geçer.

MX’ = R E.X’ : X’= 0 için M X’ = ME = 0 olur. X’= L1 için M X’ = MP4 = R E.L1 = -427.90 = -38430 kp.mm M X1’ = R E. X1’- P4.( X1’-L1) X1’ = L1

için

M X1’ = MP4 = -38430 kp.mm

X1’ = LD

için

M X1’ = MD = R D.LD – P4.(LD – L1) MD = -427.159 – 95.(159 - 90) = -74448 kp.mm

M X2’ = R E. X2’- P4.( X2’-L1) + R D.( X2’-LD) X2’ = LD

için

X2’ = L1+LS için

M X2’ = MD = -74448 kp.mm M X2’ = MP3 = R E.(L1+LS) – P4.LS+R D.

MP3 = -427.228 – 95.138 + 3804.

LS

2

138 den MP3 =152010 kp.mm 2

M X2’ = 0 ise X2’=? R E. X2’ – P4.( X2’-L1) + R D.( X2’-LD)= 0 -427. X2’- 95. X2’+95.90 + 3804.( X 2’-159)= 0 3282. X2’- 596286 = 0 dan

X2’ =182 mm X2’ =182 mm ⇒ M X2’ = 0 dan geçer.

81

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. M X3’ = R E. X3’ - P4( X3’- L1)+ R D.( X3’- LD)- P2.[ X3’- (L1+LS)] X3’ = L1+LS

için

M X3’ = M P3 = 152010 kp.mm

X3’ = LA+LB

için

M X3’ = M C = R E.(LD+LC)-P4.(L1+LS)+R D.LC –P3.L1 MC = -427.(159+159) – 95.[(90+138) + 3804.159 – 5700.90

MC = - 65610 kp.mm (Maksimum e ğilme momenti.) MX3’ = 0 ise X3’ =? R E. X3’- P4.( X3’- L1)+ R D.( X3’- LD)- P3.[ X3’-(L1+LS)] = 0 -427. X3’ – 95.( X3’-90) + 3804.( X3’-159) - 5700.[ X 3’- (90+138)] = 0 -427. X3’ – 95. X3’ - 95.90 + 3804. X 3’- 3804.159 - 5700. X 3’- 5700.228 = 0 X3’ = 291 mm

-2418. X3 +703314 = 0

X3’ = 291 mm ⇒ MX3 = 0 dan geçer. I. DURUM İÇİ N N MOMENT DİYAGRAMI:

I. Durum için: Max. moment B mesnetindedir. mesnetindedir. Mmax = MB = 113301 kp.mm σ e =

M max W

;

W =

π d a3

da: Ana yatak muylusunun çap ı

32

da: 88 mm

82

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. 113301 ≅ 1.7 kp/mm2 ≅ 170 kp/cm2 3 π (88) 32

σ e =

Muylu momentlerinin en büyü ğü (max.) 1. muyludad ır. (MP1=158490 kp.mm) σ muylu =

M P 1 w

w=

;

π .d 12

32

dk : Kol muylusu çap ı = 90 mm

σ muylu =

158490 ≅ 4,70 kp/mm2 ≅ 470 kp/cm2 3 π (70) 32

Sonuç: 1- σ e < σ em olduğundan ana yatak muylusunun mukavemeti uygundur. 2- σ muylu < σ muy.em olduğundan kol muylusu mukavimdir. II. Durum İçin: Max moment D mesnetindedir. Mmax = MD = 74513 kp.mm σ e =

M max W

=

74513 ≅ 4,51 kp/mm2 ≅ 451 kp/cm2 3 π ( d 88) 32

Sonuç: 1- σ e < σ em olduğundan ana yatak muylusunun mukavemeti uygundur. 2- σ muylu < σ muy.em olduğundan kol muylusu uygundur..

83

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. İ Lİ N İ N MALZEME TEKNOLOJ İ İ S İ VE İ MALAT KRANK M İ Nİ Sİ MALAT Ş EKL EKLİ Krank mili malzemesi olarak umumiyetle orta mukavemetteki karbonlu çelikler kullanılır. Bu çeliklerin kopma mukavemeti 50-70 kg/mm2 aras ındadır. Daha yüksek mukavemetli çeliklerin kullanılması ilk bak ışta daha müsait gibi görünürse de hakikatte fazla miktarda ıslah edilmi ş çeliklerin dahi kullan ılması doğru değildir. Krank mili malzemesinin ıslah kademesi artt ıkça çentik tesiri de o nispette artar. Ve şekil mukavemeti azal ır. Bu itibarla bir krank mili ihtiyaca cevap verecek derecede bir mukavemette de ğilse daha yüksek mukavemette çelikler seçmek yerine en iyisi, krank ın

şekillendirilmesinin üzerinde durulmas ı

ve

dolay ısıyla

şekil mukavemetinin

arttır ılmasıdır. Mukavemeti en yüksek olan malzemede şekil mukavemetinin yüksek olaca ğı pek iddia edilemez. Umumiyetle yüksek mukavemetli mukavemetli çelikler yüzeysel tesirlere ve çentik tesirlerine daha fazla maruzdurlar. Bu itibarla mukavemeti mesela: 30 – 40 kg/mm2 olan fökme demirin şekil mukavemeti iyi şekillendirme sayesinde çeli ğinkine yaklaşmaktadır. Dökme demirinin krank mili malzemesi olarak umumiyetle çentik tesirine daha az maruz olan a şağı kademeli ıslah çelikleri tercih edilmelidir. Uçak motorlar ı için daha mukavim çelikler kullan ılır.

1-Dövülmüş Krank Milleri: Dövme krank milleri karbonlu ve ala şımlı çeliklerden imal edilir. Krank milinin burulma titreşimleri bak ımından durumu hemen sadece boyutlar ına bağlıdır. Fakat bütün çeliklerin kayma modülleri hemen hemen ayn ı olduğu için yap ılmış olduğu malzemeye ba ğlı değildir. Bu sebeple malzeme seçimi için sadece mukavemet zorlanmalar ı ve krank ile yatak muylular ındaki malzemenin sertli ği ile artan aşınmaya kar şı direnç önemlidir. Yüzey bas ınçlar ı ne kadar küçük olursa yatak madenleri ve muylu yüzeyleri o kadar yumu şak olabilir. Dizel motorlar ında aşır ı doldurulmuş uçak motorlar ında, yüksek zorlanmal ı otomobil motorlar ında mevcut yüksek yüzey bas ınçlar ından dolay ı yataklarda daha sert yatak metali kullan ılmalı ve aynı sebeple muylular sertle ştirilmelidir.

84

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Diesel ve yüksek zorlanmal ı otto taşıt motorlar ında bugün gittikçe artan ölçüde Doppeldura veya benzer bir metotla kolayca sertle ştirilebilen krom-molibden çelikleri kullanılmaktadır. Sertlik malzemenin yüzeyinde 3-4 mm içeriye kadar girer ve bu suretle taşlama neticesinde sert k ısım uzaklaştır ılmış olmaz. Doppeldura metoduna göre sertleştirilmede mil aşağı bir dönme say ısı ile döner. Muylular bir asetilen alevi ile ısıtılır

ve arkasından derhal su püskürtülerek so ğutulur. Mil su verildikten sonra

doğabilecek gerilmeleri izole için ya ğ banyosun menevi şlenir su verildikten sonra muylular taşlanır ve bu suretle sertle ştirmeden doğabilecek deformasyon izole edilir. Yüzeylerde bu metot ile 500-550 kg/mm2 brinell sertli ği elde edilir bu metot için norm çeliği(DIN 1663). VCMo135 ve yahut di ğer benzer özelliklerdeki ıslah çelikleri müsaittirler. VCMo135 Krom-Molibden çeli ğinin bileşkesi: C%

Cr %

Mo %

Mn %

Si %

0,3 : 0,37

0,9 : 1,2

0,12 : 0,25

0,5 : 0,8

0,35

Mukavemet Değerleri: Çekme mukavemeti

: 85 : 95 kg/mm2

Akma sınır ı

: 70 kg/mm2

Uzama (Sd)

: 10 %

Büzülme

: 60 : 50 %

Çentik Direnci

: 12 m.kg/cm2

Sürekli eğilme mukavemeti

: 44 kg/mm2

Su verilmemiş çeliğin sertliği

: 230 : 290 kg/mm2 Brinell kadardır.

2-Döküm Krank Milleri: Son yıllarda muhtelif firmalar taraf ından döküm krank millerinin kullan ılmasına da başlanmıştır. Döküm suretiyle imal edilen krank millerinde magnezyumlu yüksek dirençli dökme demir, perlitik yumu şak dökme demir, nikel-molibden ala şımlı dökme demir,

85

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Mukavemet değerleri aşağıdakilerdir: Çekme mukavemeti

: 68 : 79 kg/mm2

Sertlik

: 250 : 320 kg/mm2 Brinell

Uzama (Sd)

: 2,5-3 %

Beyaz maden yataklar içinde çal ışan krank millerinin muylular ını sertleştirmeye pek lüzum yoktur. Taşıt diesel motorlar ında ise daha sert yatak madenleri bu arada mesela; Bronz yataklar daha çok kullan ıldıklar ından bunlarda muylular ı sertleştirmek lazımdır. Muylular ın sertleştirilmesinde son yıllarda kullanılan usuller Doppeldura usulü ile Tocca usulüdür. Dökme demir krank millerinde 0,8 mm i şleme payı bırak ılır. Karbon-demir alaşımına silisyum ve bak ır kar ıştır ılırsa bu döküme “çelik döküm” denir. Malzemenin %40 ını çelik parçalar ı, diğer k ısmına ham demir ve di ğer maddeler teşkil

eder. Gri döküm materyal kesinlikle kullan ılmamalıdır. Döküm

yapmadan önce optik parametre ile s ıcaklığın dikkatle kontrol edilmesi laz ımdır.

K ırank Millerinde Yüzey İşlemleri: Mekanik yüzey sertle ştirme gerilme toplanmalar ının bulunduğu yerlere yap ılır ve ince bir yüzey kaplanmas ı sağlayarak küçük çatlaklar ı kapatır.(çelik silindir veya çelik bilyelerle ezilerek yap ılan sertleştirme) Bu metot ile dayanıklılık e ğilmede %40, burulmada %20 artmaktad ır. Kimyasal ve termik işlem metotlar ı nitritleme ve yüksek frekansl ı sertleştirme usulleridir. Böylece yüzeyde kal ıcı basınç gerilmeleri meydana getirilir. Nitritlenmi ş krank milleri eğilmede %60, burulmada %35 daha uzun ömürlü olurlar. Karbonlu, alaşımlı dökme çelik kullan ılır.

86

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Döküm krank milinin en büyük faydas ı kranka en müsait şeklin verilmesindeki kolaylıktır. Aynı zamanda bu tip krank milinin imali de nispeten ucuzdur. Bu miller daha çok h ızı çok motorlar için kullan ılır. Krank milini dövmeye nazaran döküm yolu ile yapmanın faydası şekil vermenin daha serbest ve daha kolay olmas ı ve aynı zamanda da imalin ucuz olmas ıdır. Döküm krank mili mukavemet bak ımından en müsait şekli alabilir. Ayr ıca döküm vas ıtası ile mil üzerinde gayet az fazla malzeme b ırak ılır yani bu suretle işleme, dövülmüş millere nazaran çok ucuz olur. Döküm krank milinde muylular ın içinde özel oyuklar vard ır. Milin mukavemeti bak ımından bu şekil oyuklar gayet müsaittir. Bu oyuklar ı dövülmüş millerde temin etmek pek güçtür. Bu faydalar ına mukabil döküm krank millerinin önemli mahzurlar ı da vardır. Döküm milinin en mahzurlu taraf ı dökümde yap ılabilecek gizli hatalar dolay ısı ile husule gelebilecek tehlikelerdir. Bu millerde döküm parças ının malzemesinin her tarafta aynı olmaması tehlikesi ve birde döküm malzemesinin mukavemetinin az olmas ıdır. Tehlikeli yerlerde husule gelecek kabarc ıklar çabukça k ır ılmayı doğurabilirler. Bu sebeple dökülmü ş krank mili dövülmüşün yanında pek fazla önemli de ğildir ancak belki baz ı firmalar taraf ından mahdut olarak baz ı yerlerde kullanılabileceklerdir. Mesela Ford Co. firmasının kullandığı malzemeler çelik ala şımlar ı ve alaşımlı dökme demirdir. Alaşım dökümden sonra sertle ştirilir. Bunun için döküm 20 dakika 900 C 0ısıtılır sonra havada 650 C so ğutulur,sonra 1 saat 800 C de ısıtılır ve sonra 1 saat 540 C tutulur.

87


88


89


VOLAN HESABI

Şekil: Krank-biyel mekanizmas ındaki kuvvetlerin gösterili şi Üstteki şekilde görüldüğü üzere: T f = F C . sin(α + β )

Diğer yandan; F C =

F res

cos β

yazılabilir.

FC değeri (Tf )’de yerine yaz ılırsa: T f = F res .

sin(α + β ) sonucu bulunur. cos β

90


Burada; TF : Tanjantsal kuvvet (te ğetsel kuvvet) Fres : Motor yatağına tesir eden kuvvet Motor yatağına tesir eden (F res) kuvveti 2 bileşene ayr ılır. Bunlar; FC : Fres’in biyel eksenine boyunca olan bile şeni N : Fres’in silindir eksenine dik yönde olan bile şeni ki bu kuvvet motoru devirmeye çal ışır.

GAZ KUVVETLER İ DİYAGRAMININ ÇİZİMİ (Fg diyagramı) Gaz kuvvetleri; Fgaz = P . A p …(kg) Fgaz : Gaz kuvvetleri (kg) P : Silindir içerisindeki bas ınç (kg/cm2) A p : Piston üst yüzey alan ı A p = A p =

π D . 2

4 π .112

4

, D= 110 mm = 11 cm = 95cm 2 ⇒ Ap = 95cm 2

Piston üzerine etki eden P(kg/cm 2) basıncı α [ ] krank açısına bağlı olarak (P-V) o

diyagramından alınmıştır. Krank ın her 10o lik açı artışında piston üzerindeki mevcut basınç (P-V) diyagramından tesbit edilerek al ınır ve böylece Tablo:1 düzenlenir. Tablo:1 düzenlendikten sonra; Fg=f( α ) olmak üzere “toplam gaz kuvvetleri diyagram ı” çizilmiştir. (Diyagram:1)

ATALET KUVVETLER İ DİYAGRAMININ ÇİZİMİ (Fi diyagramı): Atalet kuvvetleri aşağıdaki formüllerle hesaplan ır: 2 F i = −mi .r .w (cos α + λ . cos 2α )

Burada; mi = mP+m2 m p = Piston kütlesi (segmanlar ve perno ile beraber) m2 = Biyelin piston pernosuna indirgenmiş kütlesi G p = 1600 + 179,3 + 892 = 2171,3 gr = 2,171 kg olarak bulunmu ştur. 91


92

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. TABLO : 1 GAZ KUVVETLER İ TABLOSU (F= f( α ) )tablosu)

α [

o

] krank aç s

ı ı

2

P(kg/cm ) Basınç

F g =

π D . 2

4

P . (kg )

EMME STROKU (0-1) 0

0,9

-85,5

10

0,9

-85,5

20

0,9

-85,5

30

0,9

-85,5

40

0,9

-85,5

50

0,9

-85,5

60

0,9

-85,5

70

0,9

-85,5

80

0,9

-85,5

90

0,9

-85,5

100

0,9

-85,5

110

0,9

-85,5

120

0,9

-85,5

130

0,9

-85,5

140

0,9

-85,5

150

0,9

-85,5

160

0,9

-85,5

170

0,9

-85,5

180

0,9

-85,5

SIKIŞTIRMA STROKU (1-3) 190

1,00

95,0

200

1,1

104,5

210

1,25

118,75

220

1,50

142,5

230

1,60

152,0

240

1,80

171,0

250

2,04

193,8

260

2,25

213,75

270

2,70

256,5

280

3,6

342,0

290

5,0

475,0

300

7,2

684,0

310

9,9

940,5

320

13,5

1282,5

330

17,7

1681,5

340

22,5

2137,5

350

27,0

2565,0

360

57,0

5415,0

93


GENİŞLEME STROKU (4-5) 370

57,0

380

57,0

390

52,2

400

29,4

410

21,0

420

16,5

430

13,5

440

11,1

450

9,6

460

8,4

470

7,5

480

6,9

490

6,3

500

6,0

510

5,85

520

5,7

530

5,52

540

5,46

EKZOST STROKU (1-0) 550

1,10

560

1,10

570

1,10

580

1,10

590

1,10

600

1,10

610

1,10

620

1,10

630

1,10

640

1,10

650

1,10

660

1,10

670

1,10

680

1,10

690

1,10

700

1,10

710

1,10

720

1,10

94

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. m p =

Gp g

=

2,171kg . 2 / cm ≅ 2,213.10 −3 kg sn 2 981cm / sn

m p = 2,213.10 −3 kg sn . 2 / cm m 2 = 1,04.10 −3 kg sn . 2 / cm olarak daha önceden bulunmu ştu. mi = m p + m2 = 2,213.10 −3 + 1,04.10 −3 = 3,253.10 −3 kg .cm −1 .sn 2 mi = 3,253.10 −3 kg .cm −1 .sn 2

r = 65 mm = 6,5 cm n = 2000 dev/dak w=

π .n

60

=

π .2000

60

= 209,4sn −1

w = 209,4sn −1 mi .r .w 2 = 3,253.10 −3.6,5.(209,4) 2 = 927,15kg mi .r .w 2 = 927kg F i = −927.(cos α + λ . cos 2α ) (kg) olur.

NOT: Piston alt ölü noktaya hareket ettiği durumda formülde (-) işaret kullanılır, atalet kuvvetleri negatif de ğerler alır. Daha sonra krank ın her 10o lik açısı için (cos α + λ . cos 2α ) değeri tespit edilir. Burada λ değeri olarak; λ = 1

4,6 = 0,217 alınmıştır.

Yukar ıda belirtilen bu de ğerle Fi formülünde yerlerine yaz ılır ve buna göre Tablo:2 düzenlenir. Düzenlenen Tablo:2’ye göre de Fi=f( α ) olmak üzere Grafik:2 çizilir.

95


TABLO : 2 ATALET KUVVETLER İ TABLOSU (Fi tablosu)

α [

o

λ =

] krank aç s

ı ı

0

360

-

720

10

350

370

710

20

340

380

30

330

40

1

r L

(cos α + λ . cos 2α ) F i = −927.(cos α + λ . cos 2α ) +1,217

-1128,16

ıı

+1,189

-1102,30

700

ıı

+1,106

-1025,26

390

690

ıı

+0,975

-903,82

320

400

680

ıı

+0,804

-745,31

50

310

410

670

ıı

+0,605

-560,83

60

300

420

660

ıı

+0,391

-362,46

70

290

430

650

ıı

+0,175

-162,22

80

280

440

640

ıı

-0,031

+28,74

90

270

450

630

ıı

-0,217

+201,16

100

260

460

620

ıı

-0,378

+350,41

110

250

470

610

ıı

-0,509

+471,84

120

240

480

600

ıı

-0,609

+574,54

130

230

490

590

ıı

-0,680

+630,16

140

220

500

580

ıı

-0,728

+674,86

150

210

510

570

ıı

-0,757

+701,74

160

200

520

560

ıı

-0,773

+716,57

170

190

530

550

ıı

-0,780

+723,06

180

180

540

-

ıı

-0,783

+725,84

4,6

96


97


98

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. TANJANTSAL KUVVETLER D İYAGRAMININ ÇİZİMİ (Tf diyagramı) Fres = Fg + Fi ; F res : Eşdeğer kuvvet T f = F res .

sin(α + β ) cos β

Burada; sin(α + β ) değeri (Assoc Prof. H. SEZGEN Internal Combustion Engine cos β Design Syf:127’den) λ değerine göre verilmi ştir. λ ≈ 1

4,3 değerine göre

sin(α + β ) değeri seçildi. cos β

Daha sonra tanjantsal (te ğetsel) kuvvetler tablosu düzenlenmi ştir. (Tablo:3) Bu tabloya göre de T f =f( α ) olarak Grafik:3 çizilmi ştir.

99

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. TEĞETSEL KUVVETLER DİYAGRAMI (T tablosu) α[˚]

λ =

r L

Fres

sin(α + β ) sin(α + β ) T f = F res . cos β cos β

α[˚]

0

¼,6

-1213,66

0,000

0,000

370

10

ıı

-1187,7

0,213

-252,98

380

20

ıı

-1110,76

0,417

-463,17

30

ıı

-989,32

0,597

40

ıı

-830,81

50

ıı

60

λ =

r L

sin(α + β ) sin(α + β ) T f = F res . cos β cos β

+4312,8

0,213

918,63

ıı

+4389,74

0,417

1830,52

390

ıı

+4055,18

0,597

2420,94

-590,62

400

ıı

+2047,69

0,758

1552,15

0,758

-629,75

410

ıı

+1434,17

0,882

1264,94

-646,33

0,882

-570,06

420

ıı

+1205,04

0,968

1164,48

ıı

-447,96

0,968

-433,62

430

ıı

+1120,28

1,016

1138,20

70

ıı

-247,72

1,016

-251,68

440

ıı

+1083,24

1,025

1110,32

80

ıı

-56,76

1,025

-58,18

450

ıı

+1113,16

1,000

1113,16

90

ıı

+115,16

1,000

+115,16

460

ıı

+1148,41

0,944

1084,10

100

ıı

+264,91

0,944

+250,07

470

ıı

+1184,34

0,863

1022,08

110

ıı

+386,34

0,863

+333,41

480

ıı

+1120,04

0,763

930,89

120

ıı

+479,04

0,763

+365,50

490

ıı

+1228,86

0,649

797,53

130

ıı

+544,86

0,649

+353,61

500

ıı

+1244,86

0,526

654,80

140

ıı

+589,36

0,526

+310,00

510

ıı

+1257,49

0,399

501,74

150

ıı

+616,34

0,399

+345,88

520

ıı

+1258,07

0,267

335,90

160

ıı

+631,07

0,267

+168,49

530

ıı

+1247,56

0,133

165,92

170

ıı

+637,56

0,133

+84,79

540

ıı

+1244,54

0,000

0,000

180

ıı

+640,34

0,000

0,000

550

ıı

+827,56

-0,133

-110,06

190

ıı

+818,06

-0,133

-108,80

560

ıı

+821,07

-0,267

-219,22

200

ıı

+821,07

-0,267

-219,22

570

ıı

+806,24

-0,399

-321,69

210

ıı

+820,49

-0,399

-327,37

580

ıı

+779,36

-0,526

-409,94

220

ıı

+817,36

-0,526

-429,93

590

ıı

+734,86

-0,649

-476,92

230

ıı

+782,36

-0,649

-507,75

600

ıı

+669,04

-0,763

-510,48

240

ıı

+735,54

-0,763

-561,22

610

ıı

+576,34

-0,863

-497,58

250

ıı

+665,64

-0,863

-574,45

620

ıı

+454,91

-0,944

-429,23

260

ıı

+564,16

-0,944

-532,57

630

ıı

+305,66

-1,000

-305,66

270

ıı

+457,66

-1,000

-457,66

640

ıı

+133,24

-1,025

-136,57

280

ıı

+370,74

-1,025

-380,00

650

ıı

-57,72

-1,016

+58,64

290

ıı

+312,78

-1,016

-317,78

660

ıı

-257,96

-0,968

+249,70

300

ıı

+321,54

-0,968

-311,25

670

ıı

-456,33

-0,882

+402,48

310

ıı

+379,67

-0,882

-334,87

680

ıı

-640,81

-0,758

+485,73

320

ıı

+587,19

-0,758

-407,19

690

ıı

-799,32

-0,597

+477,19

330

ıı

+777,68

-0,597

-464,29

700

ıı

-920,76

-0,417

+383,96

340

ıı

+1112,24

-0,417

-463,80

710

ıı

-997,7

-0,213

+212,51

350

ıı

+1462,8

-0,213

-311,58

720

ıı

-1023,66

0,000

0,000

360

ıı

+4286,84

0,000

0,000

100

¼,6

Fres


101

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. TOPLAM TEĞETSEL KUVVETLER DİYAGRAMI ÇİZİMİ (Ttop=f( α )): Bundan önce bir silindir için te ğetsel kuvvetler tablosu haz ırlandı. (Tablo:3) ve buradan yine bir silindir için “te ğetsel kuvvetler diyagram ı” çizildi. (Grafik:3)

Şimdi ise bir silindire ait teğetsel kuvvetler diyagram ından istifade edilerek dört silindir için “toplam teğetsel kuvvetler diyagram ı” (Ttop=f( α )) çizilecektir. Bunun için ise; Bir silindirin teğetsel kuvvetler diyagram ı 920˚ lik krank aç ısı için çizilir. Bundan sonra makinenin ate şleme aralıklar ının 720:4=180˚ olduğu göz önünde tutularak bir silindir için çizilen ayn ı eğri, ilk eğriye göre 180 ˚, 360˚, 540˚ kaydırmak sureti ile 3 defa daha çizilir. Yani her silindir için ayr ı bir eğri alarak 4 silindir için 4 tane aynı eğri çizilir. Bu eğrilerin toplamı motorun istenilen “teğetsel kuvvetler diyagram ını” gösteriri. Bu düşüncenin ısı altında TABLO:4 (toplam te ğetsel kuvvetler tablosu) hazırlandı. Hazırlanan bu tablodaki de ğerlere göre motorun toplam te ğetsel kuvvetler diyagramı çizilmiştir. (Grafik:4)

ORTALAMA TEĞETSEL KUVVET : [T fm] (Grafik:4): Çizilen toplam teğetsel kuvvetler diyagram ında bir periyot için pozitif ve negatif alanlar hesaplan ır, yani ölçülür. Bu hesaplama sonunda; SP1 : Birinci pozitif alan = 13,70 cm2 SP2 : İkincipozitif alan = 36,30 cm 2 SP = SP1 + SP2 =13,70 + 36,30 = 50 cm 2 S N : Negatif Alan = 4,00 cm 2 olarak tespit edildi. α : Yatay eksendeki ölçek => 180 ˚ → 9 cm ile gösterilmi ş. Yani α =9 σ :Düşeyeksendeki ölçek => σ =

T fm = T fm =

S p − S N 1 α

.

σ

1 cm / kg 100

(kg) ile hesap edilecektir.

50 − 4 1 . = 511kg 9 1 / 100

T fm = 511kg olarak bulundu.

102


TABLO:4

TOPLAM TEĞETSEL KUVVETLER TABLOSU (4 Silindirli Motorlar İçin)

T top =

∑ T (α )

α [

] krank aç s

0

180

360

540

0,000

0,000

0,000

0,000

0,000

10

190

370

550

-252,98

-108,80

918,63

-110,06

+449,79

20

200

380

560

-463,17

-219,22

1830,52

-219,22

+928,91

30

210

390

570

-590,62

-327,37

2420,94

-321,69

+1181,26

40

220

400

580

-629,75

-429,93

1552,15

-409,94

+82,53

50

230

410

590

-570,06

-507,75

1264,94

-476,92

-289,79

60

240

420

600

-433,62

-561,22

1164,48

-510,48

-338,84

70

250

430

610

-251,68

-574,45

1138,20

-497,58

-185,31

80

260

440

620

-58,18

-532,57

1110,32

-429,23

+90,14

90

270

450

630

+115,16

-457,66

1113,16

-305,66

+465,00

100

280

460

640

+250,07

-380,00

1084,10

-136,57

+817,60

110

290

470

650

+333,41

-317,78

1022,08

+58,64

+1096,35

120

300

480

660

+365,50

-311,25

930,89

+249,70

+1234,84

130

310

490

670

+353,61

-334,87

797,53

+402,48

+1218,75

140

320

500

680

+310,00

-407,19

654,80

+485,73

+1043,34

150

330

510

690

+345,88

-464,29

501,74

+477,19

+760,54

160

340

520

700

+168,49

-463,80

335,90

+383,96

+424,55

170

350

530

710

+84,79

-311,58

165,92

+212,51

+151,64

180

360

540

720

0,000

0,000

0,000

0,000

0,000

o

(Tf =f( α ))

ı ı

103

f


104

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. İŞ FAZLALIĞININ BULUNMASI ( ∆E) İş fazlalığı bulunurken toplan te ğetsel kuvvetler diyagram ında hızın maksimum ve minimum değerleri olan iki sınır göz önünde tutulmal ıdır. Buna göre Grafik:4’ten: F1 = -2 cm2 F2 = +5,5 cm2 F3 = -15,5 cm2 F4 = +15,5 cm2 F5 = -3,5 cm2 olarak tespit edildi. F1 = -2 F1 + F2 = -2 + 5,5 = +3,5 = C F1 + F2 + F3 = + 3,5 -15,5 = -12 = B F1 + F2 + F3 + F4 = -12 + 15,5 = +3,5 F1 + F2 + F3 + F4 + F5 = +3,5 – 3,5 = 0 olur. Burada en büyük pozitif toplam C ve en küçük negatif toplam B oldu ğunda göre; F = |B| + |C| = 3,5 + 12 = 15,5 cm 2 olur. Ölçekler: Ordinat ekseninde 1 cm = a (kg) Apsis ekseninde 1 cm = b (m) olarak gösterilirse

İş fazlalığı (∆E) şöyle hesaplan ır: ∆E = F.a.b (kg.m)’den b=

2.r 2.(0,065) .20 = .20 = 0,00722m 360 360

r = 65mm = 0,065 m a = 100 kg/cm b = 0,00722 m/cm

∆E = 15,5*100*0,00722=11,2 kg.m ∆E = 11,2 kg.m

( İş Fazlalığı)

105

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. VOLANIN SEÇİMİ D : Volan dış çapı (cm)

d : Volan iç çapı (cm)

D ve d çaplar ı motorun montaj şeklinden tespit edildi. Şekilden; Ddış = 37,5 x 8 = 300 mm = 30 cm diç = 22,5 x 8 = 180 mm = 18 cm Volan sürtünme yüzeyi ise :

30 − 18 = 6cm olur. 2

Buna göre D= 30 cm ve d = 18 cm i : Seçilecek volan ın atalet yar ıçapı (cm) (Volanın içi boştur.) i = 0,354. Dd 2 + d iç2 (cm) ıı

i = 0,354. 30 2 + 18 2 = 12,68cm

Ve atalet çapı da (D) i=

D

2

’den D=2.i=2.12,38=24,76 cm = 0,2476 m

D = 0,2476 m GD2 dki (D) çapıdır. Diğer taraftan savurma momenti = (GD 2) D: Volanın atalet yar ıçapı (jirasyon çapı) G : Jant ağırlığı GD 2 =

3580.Δ E 3580.11 = = 2kgm 2 2 2 δ .n 1 / 200.(2000) Taşıt motorlar ı için δ = 1/180

δ : Düzgünlük katsay ısı δ = 1/200 seçildi.

n : devir sayısı = 2000 dev/dak GD2 = 2 kg.m2 bulundu. G.(0,2476) 2 = 2 ⇒ G =

D: sirasyon çap ı = 0,2476 m bulunmu ştu. 2 = 32,6kg (0,2476) 2

G: Volan jant ağırlığı = 32,6 kg Volanın içi dolu olup;

Dolu volanlarda : Jant a ğırlığı G ≅ 0,90.GV

GV : Volanın ağırlığı (kg)

G ≅ 0,90.GV

GV =

32,6 = 36,22kg alındı. 0,90

106

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. HOLZER METODU İLE NATUREL PÜLZASTON (Aç ısal Frekans (w)):

θ 1 : Birinci silindirin atalet momenti (Biyel kolu ve muylu beraber) θ V : Volanın atalet momenti θ T : Dört tane silindirin toplam atalet momenti

e : Burulma esnekli ği θ 1 = θ 2 = θ 3 = θ 4 = θ olsun, θ T = θ 1 + θ 2 + θ 3 + θ 4 e1 = e 2 = e3 ≠ e4 θ = [ mdön

θ T = 4. θ olur.

λ 2 π 4 γ 1 + m g . g (1 + )].r 2 + D . H . . [kg .cm sn . 2] g 2 4 32

θ eş : Biyelin dengelenmesi bahsinde 2

θ eş : 0,1430 (kg.cm.sn ) olarak hesaplanm ıştır. θ = 0,1430 +

π

γ . D 4 H . . (kg .cm sn . 2 ) olur. g 32

D : Kol muylusu çap ı = 70 mm = 7 cm H : Kol muylusu uzunlu ğu = 50 mm = 5 cm γ : Krank malzemesinin yo ğunluğu = 7,85.10-3 kg.cm-3

g : Yerçekimi ivmesi = 981 cm/sn 2 alınacakt ır. 7,85.10 −3 ⇒ θ = 0,1524(kg .cm sn θ = 0,1430 + .7 .5. . 2) 32 981 π

4

θ 1 = θ 2 = θ 3 = θ 4 = θ = 0,1524 (kg .cm sn . 2 ) olur. θ T = 4. θ = 4.0,1524 ≅ 0,610 ( kg .cm sn . 2)

107

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. θ V : Volan atalet momenti θ V =

G D . 2 .10 4

4. g

≅ 2,55.GD 2 (kg .cm sn . 2)

2.10 4 θ V = . 2) ≅ 5,1(kg .cm sn 4.981 e : Burulma esnekli ği (kg-1.cm-1) e1 = e2 = e3 olduğundan bunlardan birini hesaplayal ım. e : Krank mili burulma esnekli ğini hesaplamak için birçok ampirik formüller mevcutur. Bunlar içinde en s ık kullanılanlar ı Sulzer formülü, seelmann formülü ve Carter formülleridir. Biz krank ın burulma esnekli ğini bu 3 formülde de uygulayal ım:

d: Ana muylunun çap ı = 80 mm = 8 cm d1: Krank muylusunun çap ı = 70 mm = 7 cm L: Krank kolu yüksekli ği = 145 mm = 14,5 cm b: Krank kolu kal ınlığı = 20 mm = 2 cm h: Krank kolu geni şliği = 120 mm = 12 cm a: Krank muylusunun uzunlu ğu = 50 mm = 5 cm c: Ana muylu uzunlu ğu = 40 mm = 4 xm l: Krank ın konstrüktif uzunlu ğu (iki komşu ana yataklar ın ortalar ı arasındaki uzaklık) = 150 mm = 15 cm, l = a+2b+c r: Ana muylu ekseni ile krank muylusu aras ındaki mesafe = 60 mm = 6 cm

108

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. SULZER FORMÜLÜ İLE: e1 = 1,23.10 −5 (

a + 0,4d 1

+ 0,8.

4 d 1

r 1

+

3

bh

c + 0,4d

)

4

d

4 d 3 4 83 r 1 = r − . = 6 − . 2 = 2,60cm 3π d 2 3π 8 e1 = 1,23.10 −5 (

5 + 0,4.7 2,6 4 + 0,4.8 0 , 8 . ) + + 74 2.12 3 84

e1 = 6,78.10 −8 [.kg −1 .cm −1 ]

SEELMANN FORMÜLÜ İLE: D: Silindir çapı = 110 mm = 11cm H: Piston Stroku = 130 mm = 13cm İse;

H D

=

13 = 1,18 11

Böylece Şekil 2,14’deki grafikten ξ =0,85 çıkar ılır. Buna göre seelmann formülü: e1 = 1,23.10 −5 [( e1 = 1,23.10 −5 [(

a + 0,9.b d 14

+ 0,89.

c + 0,9.b

r bh

).ξ + 3

4

d

](kg −1 .cm −1 )

5 + 0,9.2 6 4 + 0,9.2 0 , 89 . ). 0 , 85 ](kg −1 .cm −1 ) + + 4 3 4 7 2.12 8

e1 = 6,32.10 −8 ( kg −1 .cm −1 )

CARTER FORMÜLÜ İLE: e1 = 1,23.10 −5.(0,75. e1 = 1,23.10 −5.(0,75.

a d 14

+ 1,15

r bh

3

+

c + 0,8.b 4

d

)(kg −1 .cm −1 )

5 6 4 + 0,8.2 1 , 15 )(kg −1 .cm −1 ) + + 4 3 4 7 2.12 8

e1 = 6,06.10 −8 ( kg −1 .cm −1 )

Ortalama bir değer olarak; e1 =

e sulzer + e seelmann + ecarter

3

= 6,42.10 −8 kg −1cm −1

e1 = e2 = e3 = 6,42.10 −8 kg −1cm −1 e4 = 1,23.10 −5.

l d 4

= 1,23.10 −5.

20 = 6,00.10 −8 kg −1 .cm −1 4 8

109


6,42.10 −8 e= + e3 + e 4 = + 6,42.10 −8 + 6,00.10 −8 = 1,562.10 −7 (kg −1cm −1 ) 2 2 e2

e = 1,562.10 −7 ( kg −1cm −1 )

İki kütleli sistem için : ( θ T veθ V ) w=

θ T + θ V θ T .θ v .e

=

w = 3426sn −1

0,610 = 3426sn −1 −7 0,610.5,1.1,563.10 w 2 = 11737476 ( sn −1 )

(İlk HOLZEER tablosu bulunan bu w ile doldurulacakt ır.) Birinci çeşit w=3426 w2=11737476 Deneme No:1 N o 1 2 3 4 5

θ (1)

0,152 5 0,152 5 0,152 5 0,152 5 5,1

2

θ .w ( 2)

λ (3)

1,79.106

1,000

1,79.106 1,79.106 1,79.106

0,885 1 0,668 5 0,375 4

59,86.10

0,061

6

5

θ .w 2 .λ (4)

∑θ .w 2 .λ (5)

1,79.10 6

1,79.106

1,58.106

3,37.106

1,19.106

4,56.106

0,67.106

5,23.106

3,68.106

e(6)

∑θ .w 2 .λ (7)

e.

6,42.10 6

6,42.10 6

6,42.10 6

6,42.10 6

0,1149 0,2166 0,2931 0,3139

+8,91.106=Mdış

Deneme No:1 ile yap ılan hesapta Mdış momenti sıf ıra eşit çıkmadığı için w=3426 değeri aranılan natürel frekans de ğildir. Şu halde ikinci bir denemeye geçmek laz ımdır.

İkinci cetvel için münasip yani en k ısa yoldan natürel frekans götüren w’nun seçilmesi için bariz kaideler mevcuttur. Fakat biz burada keyfi bir de ğer mesela; w=3500 sn -1

110


(w2=12250000 sn-2) alalım ve neticeyi ancak ikinci cetveli doldurduktan sonra tahlil edelim. w2=12250000 sn-2’ye ait hesaplar ı HOLZER tablosunda toplanm ıştır. (Birinci çeşiti Deneme No:2) Birinci çeşit w=3500 w2=12250000 Deneme No:2 N o 1 2 3 4 5

2

θ (1)

θ .w ( 2)

λ (3)

0,152

1,868.10

5

6

1,000

0,152

1,868.10

0,880

5

6

0

0,152

1,868.10

0,654

5

6

6

0,152

1,868.10

0,390

5

6

8

1,152

62,47.10

0,027

5

6

7

θ .w 2 .λ (4)

∑θ .w 2 .λ (5)

1,868.10 6

1,868.106

6

6

1,64.10

3,51.10

1,22.106

4,73.106

0,655.106

5,38.106

1,73.106

e(6)

∑θ .w 2 .λ (7)

e.

6,42.10 6

6,42.10 6

6,42.10 6

6,00.10 6

0,1199 0,2254 0,3038 0,3231

+7,1.106=Mdış

İkinci deneme donunda da elde edilen moment s ıf ıra eşit çıkmadığından yine aranan natürel frekans w bulunamad ı. Bu durumda en uygun yol Tolle taraf ından teklif edilen M dış=f(w) eğrisini göz önüne almakt ır. Bu eğriyi elde etmek için w’nin muhtelif de ğerleri ile HOLZER tablolar ını doldurmak ve hesaplanan M dış Momentlerini (ait olduklar ı w’lar ın hizsında) ordinatlar alarak al ı pi uç noktalar ı bir eğri ile birleştirmek lazımdır. Pratik maksatlar için bu eğrinin gidişatını bilmek kafidir. Eğrinin karakteri aşağıda gösterilmiştir.

111

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. Bizim için mühim olan bu e ğrinin ordinatlar ının 0 ile birinci w, pülzasyonu arasında pozitif olmas ıdır. Bu keyfiyet aşağıdaki mülahazalardan anla şılır. W s ıf ır olduğu zaman (2), (4), (5) ve (9) numaral ı sütunlardaki say ılar sıf ır olur ve Mdış momenti de sıf ırdır. (w=0 pülzasyonlu “titre şim” sisteminin rijit bir cisim olarak düzgün dönmesidir.) Küçük bir w için (2) sütunundaki say ılar küçük ve dolay ısı ile (3) .cü sütundakiler 1’den çok az fark eder. Böylece M dış değerlerini veren (5) numaral ı sütünda gittikçe artan (pozitif) de ğerler alır. 0 ile w1 arasında ordinatlar (yani: HOLZER tablosunda kalan M dış momenti) pozitif, w1 ile w2 pülzasyonlar ı arasında ise negatiftir.

Şekildeki eğriden anlaşılıyor ki ikinci HALZER tablosu yani Deneme NO:2 için seçilen w2 doğru istikamette al ınmıştır. Zira birinci tabloda kalan M dış momenti gibi ikinci denemede de elde edilen M dış No:1’deki w değerinden büyük seçilmi ştir. Demek oluyor ki aran ılan natürel pülzasyon bu iki w’dan da daha büyüktür. Şu halde üçüncü deneme için w=3500 sn -1 ‘den daha büyük bir de ğer almak lazımdır. Fakat bu sefer hesaplar ı uzatmamak için şimdiye kadar yap ılan iki denemeden yararlanaca ğız. w=3426 sn-1 için Mdış = +8,91.106 kg.cm idi. Pülzasyonda;

∆w=3500-3426=74 gibi küçük bir de ğişiklik neticesinde M dış momentinin değeri çok azalmıştır. w=3500 sn-1 için Mdış = +7,1.106 kg.cm dir. Buna göre analitik bir enterpolasyon yap ılabilir. Şöyleki; w 2 = 11737472 +

8,91 .(12250000 − 11737476 ) = 14260453 sn − 2 8,91 − 7,1

1 w ≅ 3775sn − bulunur.

Bu hesap şekildeki eğrinin w1 natürel pülzasyonu civar ındaki parças ı doğru olarak kabul edilerek yap ılmıştır. Yani eğrinin göz önüne al ınan parçası gerçekten bir doğru parçası olsaydı, bu değer aradığınız pülzasyon olacakt ı. Kolayca anla şıldığı gibi bu sebepten dolay ı yapılabilecek hata ehemmiyetsizdir. Fakat ilk iki tablodaki hesaplar ı kontrol etmek için bir veya iki HALZER tablosunu daha doldurmak çok faydal ı olur. Üçüncü HALZER tablosu (Deneme No:3) w=3750 sn -1 yani w2 = 14062500 sn-2 için hesaplanmıştır.

112


Birinci çeşit w=3750 w2=14062500 Deneme No:3 θ .w 2 ( 2)

λ (3)

θ .w 2 .λ (4)

∑θ .w 2 .λ (5)

e(6)

1

0,1525 2,14.10 6

1,000

2,14.10 6

2,14.106

6,42.106

0,1896

2

0,1525 2,14.10 6 0,8623

1,84.10 6

3,98.106

6,42.106

0,2558

3

0,1525 2,14.10 6 0,6064

1,28.10 6

5,27.106

6,42.106

0,3388

4

0,1525 2,14.10 6 0,2676

0,572.10 6

5,84.106

6,00.106

0,3402

No

5

θ (1)

5,1

-

6

71,7.10

0,0829

-5,94.106

∑θ .w 2 .λ (7)

e.

-0,1.106=Mdış

Birinci çeşit w=3740 w2=13987600 Deneme No:4 θ .w 2 ( 2)

λ (3)

θ .w 2 .λ (4)

∑θ .w 2 .λ (5)

e(6)

1

0,1525 2,13.10 6

1,000

2,13.10 6

2,13.106

6,42.106

0,1369

2

0,1525 2,13.10 6 0,8631

1,84.10 6

3,97.106

6,42.106

0,2548

3

0,1525 2,13.10 6 0,6082

1,29.10 6

5,26.106

6,42.106

0,3380

4

0,1525 2,13.10 6 0,2902

0,575.10 6

5,83.106

6,00.106

0,3501

No

5

θ (1)

5,1

71,3.106

0,0789

-5,7.106

∑θ .w 2 .λ (7)

e.

+0,13.106=Mdış

Deneme No:4’den sonra anla şılıyor ki aranılan pülzasyon Deneme No:3’deki w=3750 sn-1 değeridir. Çünkü bu deneme M dış sıf ıra çok çok yakla şmıştır ve yaklaşık olarak sıf ır kabul edilebilir. Yani aranılan natürel pülzasyon: w = 3750 [sn -1] dir. Kontrol: w 2 (λ 1 .θ 1 + λ 2 .θ 2 + λ 3 .θ 3 + λ 4 .θ 4 + λ 5 .θ 5 ) = 0

eşitliğini sağlamalıdır.

(3750) 2 .(1.0,1525 + 0,8623.0,1525 + 0,6064.0,1525 + 0,2676.0,1525 − 0,0829.5,1) ≅ 0 Eşitliği de sağlandığından aranılan natürel pülzasyon; w = 3750 [sn -1] dir. Natürel pülzasyon : w = 3750 [sn-1] dir.

113


Natürel Frekans (f): f =

w

2π

=

3750 = 596,8[ sn −1 ] 2π

Dakikadaki titreşim sayısı (N): N =

30 π

.w =

30 π

.3750 = 35809[dak −1 ]

114

olur.

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. 4 SİLİNDİRLİ MOTORUN DENGELENMESİ: 4 silindirli bir motorun çalışması esnas ında temeline (a ğırlığından başka) aşağıda gösterilen kuvvetler etki eder; 1- Birinci mertebeden atalet kuvvet: 2 P I = m.r .w . cos α

2- İkinci mertebeden atalet kuvvet: 2 P II = m.r .w .λ . cos 2α

PI ve PII daima silindir ekseni boyunca tesir ederler. Bu kuvvetlerin şiddetleri periyodik olarak değişir. 3- Dengelenmi ş dönen kütlelerin atalet kuvveti (Merkezkaç kuvveti) P C = m r .r .w 2

PC kuvvetinin değeri sabit olup, do ğrultusu sürekli bir şekilde değişir. Şimdi 4 silindirli motor üzerinde bu kuvvetlerin denge durumunu inceleyelim;

1-) Birinci mertebeden atalet kuvvetleri (PI) 2 P I (1) = m.r .w . cos α 2 2 P I ( 2) = m.r .w . cos(α + 180) = − m.r .w . cos α 2 2 P I (3) = m.r .w . cos(α + 180) = − m.r .w . cos α 2 P I ( 4) = m.r .w . cos α

∑ P = 0 I

115

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. 2-) İkinci mertebeden atalet kuvvetleri (PII) 2 P II (1) = m.r .w . cos 2α 2 2 P II ( 2) = m.r .w . cos 2(α + 180) = − m.r .w . cos 2α 2 2 P II (3) = m.r .w . cos 2(α + 180) = − m.r .w . cos 2α 2 P II ( 4) = m.r .w . cos 2α

∑ P

II

∑ P

= 4.m.r .w 2 .λ . cos 2α

II

≠0

Mx: Kar şı ağırlığın kütlesi olsun. 2.m x . ρ 2 .(2w) 2 = m.r .w 2 .λ 8.m x . ρ 2 .w 2 = m.r .w 2 .λ ⇒ m x =

m

.

r

8 ρ 2

.λ

m=2,86.10-8 kg.cm-3.sn2 r=6,5 cm λ =0,21

ρ =6 cm

2,86.10 −3 kg .cm −3 sn . 2 6,5cm m x = . .0,21 ≅ 8,13.10 −5 kg .cm −3 sn − 2 8 6cm m x ≅ 8,13.10 −5 kg .cm −3 sn −2

116

www.car-tr.com Türkiye’nin 1 numarali otomobil sitesi. Her ay yarismalar ile model arabalar sizin olabilir. 3-) Dönen kütlelerin merkezkaç kuvvetleri (PC) P C (1) = m.r .w 2 P C ( 2) = −m.r .w 2 P C (3) = − m.r .w 2 P C ( 4) = m.r .w 2

∑ P = 0 C

A-) Birinci Mertebeden Atalet Kuvvetlerinin Momentleri (MI)

∑ M

I

=0

B-) İkinci Mertebeden Atalet Kuvvetlerinin Momentleri (MII)

∑ M

II

=0

C-) Dönen kütlelerin Bileşke Momenti (MI)

∑ M

C

=0

117


118


119


120


121


122


123

4 Silindirli Motor Projesi

Recommend Documents