calculo de piston

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UNIVERSIDAD AUTÓNOMA CHAPINGO

Departamento de Ingeniería Mecánica Agrícola

Introducción:

Calculo del mecanismo biela-manivela, (simulación de un

pistón).Materia:

Motores de Combustión Interna.

Autor:

Misael De La Cruz Murillo

Asesor:

Dr. José Ramón Soca Cabrera

Chapingo, Texcoco, Edo. México, Diciembre de 2015

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INTRODUCCION

Las piezas de los motores de combustión interna alternativos trabajan en condiciones

de cargas cíclicas repetidas que surgen por la acción periódica de las fuerzas de

presión de los gases (𝑃𝑔) y de inercia de las masas con movimiento alternativo (𝑃𝑗)

y rotativo (𝑃𝑅), analizadas durante el cálculo termodinámico, Los regímenes de

cálculo de los motores deben corresponder con las condiciones más extremas de

trabajo para garantizar alta resistencia y durabilidad de las piezas principales.

Cuando las cargas dinámicas son cíclicas, éstas provocan tensiones de magnitud y

sentido variables y en este caso las características de resistencia mecánica quedan

definidas por los límites de fatiga del material (𝜎𝑓𝑎𝑡, 𝜏𝑓𝑎𝑡) a la flexión, tracción –

compresión y torsión, respectivamente y los límites de fluencia (𝜎𝑓 𝑦 𝜏𝑓). En estas

condiciones las piezas deben tener tenacidad (resistencia cíclica o a la fatiga) y

trabajar sin destruirse ante las cargas alternativas.

El límite a la fatiga de una pieza depende de los siguientes factores.

a) La concentración de tensiones (factor de forma)

b) Las dimensiones absolutas (factor de escala)

c) La rugosidad de la superficie (factor tecnológico)

d) La simetría del ciclo

e) El tipo de estado tensional (flexión, tracción – compresión, torsión, etc.)

f) El tratamiento térmico, termoquímico y métodos de endurecimiento mecánicos.

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Diseño del pistón.

Los materiales de los pistones deben garantizar:

Baja densidad y masa estructural.

pequeño coeficiente de dilatación térmica lineal.

Conservación de las propiedades mecánicas durante la gama de temperatura de funcionamiento del motor.

Elevada estabilidad térmica y resistencia al desgaste.

Para fabricar pistones se utilizan aleaciones eutécticas de aluminio al silicio (11…

13% Si) e hipereutécticas (25… 26% Si) para elevar la resistencia al desgaste y con

aditivos de níquel (Ni) y cobre (Cu) para aumentar la estabilidad térmica y mejorar las

propiedades mecánicas a elevadas temperaturas.

Los anillos del pistón se fabrican por colada individual o centrífuga de fundición gris o

aleada con estructura perlítica o sorbítica con grafito defloculado uniformemente

distribuido. Muchas veces sus superficies de trabajo se recubren con cromo poroso

para elevar su vida útil y resistencia al desgaste. Algunos motores utilizan anillos

fabricados de aceros aleados.

Los pasadores cementados se fabrican de acero al cromo, cromo – niquel o cromo –

níquel – molibdeno; con profundidad de cementación en la superficie de 0.8 … 1.2

mm y con el consiguiente temple alcanzando una dureza de 56 … 65 HRc.

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La secuencia del diseño geométrico de los elementos del pistón puede ser la

siguiente.

a) Con centro en el punto 𝑂 que representa el eje de los apoyos principales o de

bancada del MCI, se traza una circunferencia de radio R (radio de la manivela del

prototipo o el escogido durante el cálculo termodinámico) cuyos puntos constituyen el

lugar geométrico de la sección transversal del muñón de biela al girar el cigüeñal.

En la intersección del eje del cilindro con la citada circunferencia se coloca el punto

O2 correspondiente a la posición del centro del muñón de biela al pasar por el P.M.S.

b) A lo largo del eje del cilindro se mide un segmento O2 O1 de longitud igual a la

longitud de la biela lb.

𝑂1𝑂2 = 𝑙𝑏, ⌊𝑚𝑚⌋

c) Paralelo al eje del cilindro y a una distancia de 0,5 D a ambos lados, se trazan dos

líneas que delimitan la superficie de la pared interna del cilindro o camisa.

d) De datos estadísticos se calcula la longitud total del pistón, H.

𝐻= (1.1…1.5)*𝐷, [𝑚𝑚]

Dónde: D = diámetro del pistón recalculado en el cálculo térmico.

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Sustituyendo datos;

H=1.3∗110=143mm

e) De los datos estadísticos siguientes se determina la longitud de la falda del pistón.

𝐻𝐹𝑃= (0.7…1.0)*𝐷 ------------------------------------ Para motores MECh

Sustituyendo datos.

H FP=1∗110=110mm

f) La comprobación de 𝐻𝐹𝑃 se realiza sobre la base de la presión media de

contacto entre la falda del pistón y la pared del cilindro en el régimen de potencia

nominal.

qFP=NmaxH FP∗D [MNm2 ]

Dónde: 𝑁𝑚á𝑥 = Valor máximo de la fuerza unitaria normal N correspondiente al área del

pistón (se toma de los resultados del cálculo dinámico, [MNm2 ] .Nmax=3522 N

Sustituyendo datos:

qFP=0.0035220.11∗0.11 [ MNm2 ]

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qFP=0.291[MNm2 ]

Si la altura de la falda 𝐻𝐹𝑃 fue correctamente seleccionada, el valor de 𝑞𝐹𝑃 debe

encontrarse entre los siguientes límites:

𝑞𝐹𝑃 = 0.15… 0.3 [𝑀𝑁𝑚2] –------------------------------para motores MECh de autos.

g) La separación entre el eje del pasador o bulón y la parte inferior de la falda H1 se

determina:

𝐻1= (0.55… 0.68) 𝐻𝐹𝑃 ------------------------ Para motores MECh

Sustituyendo datos.

H 1=0.6∗110=66mm

h) A una distancia H1 medida con relación al eje del pasador en la dirección del eje

del cilindro trace el borde inferior del pistón y a partir de él, en sentido contrario, se

coloca el segmento HFP (distancia desde el borde inferior de la falda del pistón al

borde inferior de la ranura del anillo de lubricación)

i) Separación entre los tetones del pistón.

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𝑏= (0.32…0.44)∙𝐷---------------- Para ambos tipos de motores MECh y MEC

Sustituyendo datos:

b=0.4∗110=44mm

j) Según el motor prototipo se desarrolla el diseño del fondo del pistón. La cantidad y

distribución de los anillos o segmentos del pistón se toman igual al prototipo. Las

dimensiones características de los elementos del fondo del pistón se determinan de

los siguientes datos estadísticos.

Altura de la ranura del anillo rascador de aceite, hra:

hra=6mm

Los valores pequeños se refieren a los anillos compuestos y los mayores a los anillos

de drenaje y rascadores.

Altura de las ranuras de los anillos de compresión, ℎ𝑟𝑐:

ℎ𝑟𝑐=2…4 [𝑚𝑚] ---------------------------------------- Para motores MECh

hrc=4mm

Separación entre los anillos, ℎ𝑎 y la profundidad de las ranuras, 𝑡𝑟.

ha=hrc=4mm

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t r=[ D20 ]

Sustituyendo.

t r=[11020 ]=5.5mm

Distancia entre el fondo de la corona o cabeza del pistón y el anillo de fuego, C:

𝐶=4…8 [𝑚𝑚] ------------------------------------------------ Para motores MECh

Sustituyendo.

C=8mm

La dimensión 𝐶 se determina del régimen térmico del fondo de la corona del pistón. Si

la cámara de combustión se coloca en la corona o cabeza del pistón, la altura de la

zona de fuego aumenta proporcionalmente al aumento de su profundidad.

Espesor del fondo de la corona o cabeza del pistón, 𝛿𝑝.

𝛿𝑝= (0.05…0.1)*𝐷, [𝑚𝑚] ---------------------------------- Para motores MECh

Sustituyendo:

δ p=0.1∗110=11mm

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Las recomendaciones relativas a la selección de la magnitud 𝛿𝑝 son las mismas que

las dadas para la altura de la zona de fuego.

En la ranura del anillo de aceite se elaboran de 6 a 10 orificios de diámetro de 2… 3

[𝑚𝑚] necesarios para permitir la evacuación del aceite de la pared del cilindro.

Las dimensiones restantes de los elementos del pistón pueden ser determinadas

aproximadamente de acuerdo con las dimensiones que presenta el prototipo y sobre

la base de la siguiente relación.

x= x'∗DD 1

Dónde: 𝑥 = Dimensión del elemento en cuestión del pistón a diseñar, 𝑥′ = Dimensión del mismo elemento en el motor prototipo en la escala de su dibujo.

k) Para determinar las dimensiones de las ranuras y de toda la construcción de los anillos del pistón se ejecuta el cálculo en el siguiente orden:

Se determina las dimensiones de las secciones de los anillos de compresión:

Altura: 𝑏𝑎 ≈ ℎ𝑐𝑟.Altura: ba=4mm Espesor radial:

t a=(tr−1)

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Sustituyendo.t a=(5.5−1 )t a=4.5mm

Valor de la holgura de cierre con el anillo libre (desmontado), (𝐴0).

Ao=4∗t r

Sustituyendo.

Ao=4∗5.5=22mm

Se evalúa la presión media específica que ejerce el anillo sobre la pared del cilindro en condiciones de trabajo.

Pmed=

0.425∗E3−μ

∗Aotr

(Dt r

−1)3

∗D

tr

Dónde: E = módulo de elasticidad del material. 𝐸= (2…2.5)*105 [𝑀𝑁𝑚2] -----------Para anillos de acero.𝜇= Coeficiente que depende de la forma seleccionada para el diagrama de presiones de

contacto radiales del anillo sobre la pared del cilindro.𝜇=0-------------------------------------- Diagrama con distribución uniforme. 𝜇=0.2------------------------------- Para un diagrama de distribución en forma de

“pera”.

Sustituyendo:

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Pmed=

0.425∗2500003−0.2

∗ 225.5

( 1105.5

−1)3

∗110

5.5

Pmed=1.2MNm2

Si las dimensiones del anillo han sido correctamente seleccionadas, entonces la

presión media específica se debe encontrar entre los límites:

𝑃𝑚𝑒𝑑= (1.3…1.8) [𝑀𝑁/𝑚2]

Los valores mayores de 𝑃𝑚𝑒𝑑 son característicos de los motores rápidos con

diámetros de cilindro pequeños.

Se determina el esfuerzo máximo de flexión en el anillo (comprimido) en la posición

de trabajo por la siguiente ecuación:

σ max=0.424∗E∗AO

D∗( Dt r

−1)

Sustituyendo.

σ max=0.424∗200000∗0.022

0.11∗( 0.110.0055

−1)

σ max=892MNm2

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Se determina el esfuerzo máximo de flexión que surge en el anillo durante su montaje en el pistón.

σ 'max=

4m

∗E∗( tr−0.11∗AO )

D∗(Dt r −1.4)MNm2

Dónde: 𝑚 = Coeficiente que depende de la forma de montaje del anillo. Para los cálculos se

toma 𝑚 = 2.

𝐸 = Módulo de elasticidad del material, Para el acero: 𝐸= (2…2.3)*105 [𝑀𝑁/𝑚2]La tensión máxima permisible durante el montaje del anillo debe encontrarse entre los

límites siguientes:

σ 'max=

42∗200000∗(5.5−0.11∗22 )

110∗( 1105.5 −1.4)MNm2

σ 'max=602.15MNm2

La tensión máxima permisible durante el montaje del anillo debe encontrarse entre los límites siguientes:

σ 'max=1.2∗σ max

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σ 'max=1.1∗892

σ 'max=981.2MNm2

Los esfuerzos 𝜎𝑚á𝑥 y 𝜎𝑚á𝑥′ alcanzan el 50… 70 % del límite de resistencia a la

flexión del hierro fundido, lo que evidencia el elevado estado de tensión en que se

encuentran los anillos, especialmente cuando trabajan a elevadas temperaturas.

En caso de que los parámetros Pmed, σmáx y σmáx′ , los cuales determinan el

estado tensional, sobrepasen los valores admisibles, se realiza una corrección de las

dimensiones 𝐴0 y 𝑡𝑟 del anillo de forma tal que se obtenga su capacidad de trabajo

satisfactoriamente.

l) De acuerdo con los cálculos se realizan las correcciones necesarias en la

fabricación (manufactura) del pistón, en las secciones transversal y longitudinal.

Longitud del pasador, (𝑙𝑝): Para el tipo fijo:

𝑙𝑝= (0.88…0.93) *𝐷Sustituyendo.l p=0.88∗110=96.8mm

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Diámetro exterior del pasador, d:

𝑑= (0.25…0.3) ∙𝐷− Para motores MECh

Sustituyendo.d=0.3∗110=33mm

Anexo: reporte generado por Solidworks.Simulación de simulación del pistón

Fecha: sábado, 05 de diciembre de 2015Diseñador: Solidworks

Nombre de estudio: SimulationXpress Study

Tipo de análisis: Análisis estático

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Table of ContentsDescripción................................................................1

Suposiciones..............................................................2

Información de modelo.............................................2

Propiedades de material...........................................3

Cargas y sujeciones...................................................3

Información de malla................................................4

Resultados del estudio..............................................6

Conclusión.................................................................8

DescripciónNo hay datos

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Suposiciones

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Información de modelo

Nombre del modelo: simulacion del piston

Configuración actual: Predeterminado

Sólidos

Nombre de documento y

referencia

Tratado como

Propiedades volumétrica

s

Ruta al documento/Fecha de modificación

Saliente-Extruir1

Sólido

Masa:1.10098 kg

Volumen:0.00040777 m^3

Densidad:2700 kg/m^3

Peso:10.7896 N

C:\Users\HPg4\Music\motor solid\simulacion del

piston.SLDPRT

Dec 05 18:39:14 2015

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Propiedades de material

Referencia de modelo Propiedades Componentes

Nombre: Aleación 1060

Tipo de modelo: Isotrópico elástico lineal

Criterio de error predeterminado:

Tensión máxima de von Mises

Límite elástico: 2.75742e+007 N/m^2

Límite de tracción: 6.89356e+007 N/m^2

Sólido 1(Saliente-Extruir1)(simulacion del piston)

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Cargas y sujeciones

Nombre de sujeción

Imagen de sujeción Detalles de sujeción

Fijo-1

Entidades: 1 cara(s)

Tipo: Geometría fija

Nombre de carga

Cargar imagen Detalles de carga

Fuerza-1

Entidades: 1 cara(s)

Tipo: Aplicar fuerza normal

Valor: 42211.2 N

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Información de mallaTipo de malla Malla sólida

Mallador utilizado: Malla estándar

Transición automática: Desactivar

Incluir bucles automáticos de malla: Desactivar

Puntos jacobianos 4 Puntos

Tamaño de elementos 7.41798 mm

Tolerancia 0.370899 mm

Calidad de malla Elementos cuadráticos de alto orden

Información de malla - Detalles

Número total de nodos 17183

Número total de elementos 9397

Cociente máximo de aspecto 10.355

% de elementos cuyo cociente de aspecto es < 3 86.9

% de elementos cuyo cociente de aspecto es > 10 0.0106

% de elementos distorsionados (Jacobiana) 0

Tiempo para completar la malla (hh;mm;ss): 00:00:03

Nombre de computadora: HPG4-PC

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Resultados del estudio

Nombre Tipo Mín. Máx.

Stress VON: Tensión de von Mises 38947.8 N/m^2

Nodo: 16825

1.82842e+008 N/m^2

Nodo: 15733

simulacion del piston-SimulationXpress Study-Tensiones-Stress


Displacement URES: Desplazamiento resultante 0 mm

Nodo: 1

0.223349 mm

Nodo: 3058

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simulacion del piston-SimulationXpress Study-Desplazamientos-Displacement

Nombre Tipo

Deformation Forma deformada

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Nombre Tipo

simulacion del piston-SimulationXpress Study-Desplazamientos-Deformation


Factor of Safety Tensión de von Mises máx. 0.150809

Nodo: 15733

707.978

Nodo: 16825

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simulacion del piston-SimulationXpress Study-Factor de seguridad-Factor of Safety

Conclusión

calculo de piston

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