Upload
raduxc
View
165
Download
6
Embed Size (px)
Citation preview
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
PROIECT AUTOMOBILE
Student:Nastase Gheorghita
Grupa: 8304 B
Indrumator proiect : Valerian Croitorescu
1
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
CUPRINS
Cerinta temei de proiect; 5
CAP 1. Alegerea modelelor similare 6
1.1 Alegerea modelelor similare 6
1.2. Particularitati dimensionale 7
1.3. Analiza parametrilor masici 11
1.4 Analiza parametrilor energetic 12
Cap. 2 Studiul organizarii generale si a formei constructive 24
2.1. Determinarea principalelor dimensiuni, mase si punti 24
2.2 Predeterminarea formei si a dimensiiunilor spatiului util si a postului de conducere 25
2.3. Intocmirea schitei de organizare generala 28
2.4. Determinarea pozitiei centrului de masa 29
2.5.Parametrii capacitatii de trecere si stabilitatea lingitudinala 33
2.6.Alegerea jantelor si a anvelopelor 34
Cap 3 : Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare, a coeficientuli de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversale maxime si a randamentului transmisiei. 35
3.1. Determinarea parametrilor necesari calculului de tractiune 35
2
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
3.1.1 Determinarea coeficientului de rezistenta de rulare a pneurilor 36
3.1.2 Determinarea ariei sectiunii transversale maxime 37
3.1.3. Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului 38
3.1.4. Determinarea randamentului transmisiei 39
Cap 4. Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza autovehicului 39CAP 5: Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Alegerea motorului autovehiculului impus prin tema 46
5.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului in palier 46
5.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala 52
CAP 6: Determinarea raportului de transmiterea al transmisiei principalei si al primei trepte a schimbatorului de viteze 57
6.1. Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale 57
6.2.Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze (is1) 61
6.2.1 Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima impusa prin tema 58
6.2.2 Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabile 616.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea
ambreajului, la pornirea de pe loc 63
CAP 7 Calculul ambreajului 64
7.1 Determinarea momentului de calcul al ambreajului 64
3
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
7.2. Determinarea presiunii specifice, a lucrului mecanic pierdut prin frecare la cuplare si a valorii ∆ t cu care creste temeperatura ambreajului la fiecare cuplare 65
7.3.Dimensionarea garniturilor de frecare 66
7.4 Calculul arcului de presiune 68
7.5.Dimensionarea discului de presiune 71
7.6. Calculul arborelui ambreajului 72
7.7 Calculul imbinarii dintre butucul discului condus cu arborele ambreiajului
Conditii generale impuse ambreiajului 74
Bibliografie 75
4
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
PROIECT AUTO
Tema proiect :
Sa se efectueze proiectarea generala , functionala privind dinamica tractiunii si a ambreajului pentru un automobil
avand urmatoarele caracteristici:
• TIP: Autoutilitara
• CAROSERIE : Cu basculanta
•NR. LOCURI: 2
•MASA UTILA: <22000 kg
•VITEZA MAXIMA: 90 km/h
•PANTA MAXIMA: 55%
•ALTE PARTICULARITATI: MAC, 8X8
5
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
CAP 1. ALEGEREA MODELELOR SIMILARE
1.2 ALEGEREA MODELELOR SIMILARE
Tabel 1:Alegerea modelelor in functie de parametrii asemanatori
NR CRT
DENUMIREA MODELULUI
TIPUL AUTOMOBILULUI
VITEZA MAXIMA[km/h]
NR LOCURI
MASA MAXIMA
[Kg]
TIP TRANSMISIE
1 ROMAN 38.410 VFK Autobasculanta 86 2 38000 8x4
2 TATRA T 815 Autobasculanta 85 2 41000 8x8
3 DAF FAD CF75 Autobasculanta 100 2 38000 8x4
4 MERCEDES-BENZ ACTROS 4141 K
Autobasculanta 100 2 41000 8x8
5 IVECO AD-N410T45W
Autobasculanta 100 2 40000 8x6
6
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
6 MAN TGS 35.360 Autobasculanta 100 2 34000 8x4
7 URAL 5323 Autobasculanta 85 2 38000 8x6
8 VOLVO FM 8x4 Autobasculanta 100 2 37000 8x4
Alegerea acestor modele sa facut tinandu-se seama de cerinta temei de proiect si anume proiectarea generala a unui autovehicul de tip autoutilitara cu basculanta , avand 2 locuri , masa utila de cel putin 22000 kg ,viteza maxima de 90 km/h, panta maxima de 55%, fiind propulsat de un motor cu aprindere prin comprimare.
1.2. Particularitati dimensionale
Lungimea = reprezinta distanta dintre doua plane verticale, perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al autovehiculului si tangente la punctele extreme din fata si din spate.
Latimea = reprezinta distanta intre doua plane verticale si paralele cu planul longitudinal de simetrie, tangente la autovehicul, de o parte si de alta a sa.In aceasta dimensiune nu sunt incluse si oglinzile retrovizoare.
Inaltimea = reprezinta distanta dintre planul de sprijin si planul orizontal tangent la partea superioara a autovehiculului, fara incarcatura si cu pneurile umflate la presiunea indicata de producator.
7
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Ampatament = reprezinta distanta dintre axele geometrice verticale ale puntilor autovehiculului.
Consola fata/spate = reprezinta distanta dintre doua plane verticale transversale care trec prin punctul extrem din fata autovehiculului si axa puntii fata, respective, prin punctul extreme din spate si axa puntii spate.
Ecartamentul (E) reprezinta distanta dintre urmele lasate pe teren de rotile aceleiasi punti ale unui vehicul (sau distanta dintre fetele interioare ale celor doua sine de cale ferata). In cazul puntilor echipate cu roti duble (jumelate) ecartamentul se defineste ac fiind sistanta dintre planele perpendiculare pe
calea de rulare si paralele cu planul de simetrie al autovehiculului, care trec la jumatatea distantei dintre rotile de pe aceeasi parte a puntii respective.
L=Lungine; l=Latime; h=Inaltime; La=Ampatament; C1/C2=Consola fata/spate
8
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Nr crt
Denumire model Lungime[mm]
Latime[mm]
Inaltime[mm]
Ampatament[mm]
Consola fata/spate
[mm]
Ecartament[mm]
Garda la sol[mm]
VolumBena[m3]
1 ROMAN 38.410 VFK 8300 2500 3200 2715 1500/1700 2300 320 18
2 TATRA T 815 8580 2550 3140 2600 1475/1405 2100 28018
3 DAF FAD CF75 9080 2440 3200 2675 1380/2000 2150 30018
4 MERCEDES-BENZ ACTROS 4141 K 8561 2438 3456 2700 1440/1200 2010 290 18
5 IVECO AD-N410T45W
8852 2550 3335 2650 1440/850 1980 310 18
6 MAN TGS 35.360 8671 2480 3420 2580 1410/1200 2140 320 18
7 URAL 5323 8580 2430 3195 2750 1550/1337 2205 322 18
8 VOLVO FM 8x4 8607 2375 3345 2736 1435/950 2200 315 18
9
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
10
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
1.3. Analiza parametrilor masici
Masa proprie = reprezinta masa autovehiculului complet echipat, dar fara persoane si incarcatura.
Masa utila = reprezinta capacitatea de incarcare a autovehiculului.
Masa totala = reprezinta masa autovehiculului complet echipat, cu numarul total de locuri ocupate si volumul total al portbagajului ocupat.
Tabel 2: Parametrii masici ai modelelor alese
Nr crt
Denumire model Masa proprie
[kg]
Masa utila[kg]
Masa maxima
[kg]
M0/A Mu/vol
1 ROMAN 38.410 VFK 9500 28500 38000 3.49 1583
2 TATRA T 815 16500 24500 41000 6.34 1531
3 DAF FAD CF75 10500 27500 38000 3.92 1527
4 MERCEDES-BENZ ACTROS 4141 K
14300 26700 41000 5.29 1459
5 IVECO AD-N410T45W 12090 27910 40000 4.56 1550
6 MAN TGS 35.360 9505 24495 34000 3.68 1360
7 URAL 5323 11000 27000 38000 4 1500
8 VOLVO FM 8x4 9630 27370 37000 3.51 1520
1.4 Analiza parametrilor energetic
11
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Tabel 3: Parametri energetici
Nr crt
Denumire model
Tip motor Pmax[KW]/n[rpm]
Moment maxim[Nm]
Nr cilindri Putere specifica[KW/L]
1 ROMAN 38.410 VFK
MAC11967cm3
301/1900 rpm
1850/900-1300 rpm
6 in linie 25.08
2 TATRA T 815 MAC12667cm3
325/1800 rpm
2100/1100-1200 rpm
8 in linie 25.79
3 DAF FAD CF75 MAC12246cm3
265/2200 rpm
1450/1200-1700 rpm
6 in linie 21.72
4 MERCEDES-BENZ ACTROS
4141 K
MAC12000cm3
300/1800 rpm
2000/1080 rpm 6 in linie 25.0
5 IVECO AD- N410T45W
MAC12880cm3
332/1440 rpm
2200/1000-1440 rpm
6 in linie 25.93
6 MAN TGS 35.360
MAC12000cm3
323/1900 rpm
2100/1000-1400 rpm
6 in linie 26.91
7 URAL 5323 MAC11923cm3
220/1800 rpm
2000/1500 rpm 8 in “V” 18.33
8 VOLVO FM 8x4 MAC9000 cm3
279/1700 rpm
2000/1300-1600 rpm
6 in linie 31.0
Pmax[kw]=putere maxima ; n[rpm]=turatie de putere maxima
12
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
8300-8457 8457-8614 8614-8771 8771-8928 8928-90850
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
4
4.5
1
4
1 1 1
0
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 1 : Histograma lungimii
Lungimea minima este de 8300 mm iar cea maxima este de 9080 mm. Histograma a fost impartita in 5 intervale :8300-8457 ,8457-8614, 8614-8771, 8771-8928, 89828-9085 . Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 8457-8614 si anume 4. Cele mai putine se regasesc in celelalte 4 intervale.
2375-2411 2411-2447 2447-2483 2483-2519 2519-25550
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
1
3
1 1
2
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig2:Histograma latimii
13
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Latimea minima este de 2375 mm iar cea maxima este de 2550 mm. Histograma a fost impartita in 5 intervale :2375-2411, 2411-2447, 2447-2483, 2483-2519, 2519-2555. Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 2411-2447 si anume 3. Cele mai putine se regasesc in intervalul 2375-2411 : 1 model.
3140-3204 3204-3268 3268-3332 3332-3396 3396-24600
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
4
4.54
0 0
2 2
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 3:Histograma inaltimii
Inaltimea minima este de 3140 mm iar cea maxima este de 3456 mm.Histograma a fost impartita in 5 intervale :3140-3204, 3204-3268, 3268-3332, 3332-3396, 3396-3460. Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 3140-3204 si anume 4. Cele mai putine se regasesc in intervalul 3204-3268 si anume 0 modele.
14
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
280-289 289-298 298-307 307-316 316-3250
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
1 1 1
2
3
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 4 : Histograma garda la sol
Garda la sol minima este de 280 mm iar cea maxima este de 320 mm.Histograma a fost impartita in 5 intervale :280-289, 289-298, 298-307, 307-316, 316-325. Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 316-325 si anume 3. Cele mai putine se regasesc in intervalul 280-289 : 1 model.
1380-1415 1415-1450 1450-1485 1485-1520 1520-15550
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
2
3
1 1 1
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 5 : Histograma consola fata
15
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Consola fata minima este de 1380 mm iar cea maxima este de 1550 mm. Histograma a fost impartita in 5 intervale :1380-1415 , 1415-1450, 1450-1485, 1485-1520, 1520-1555. Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 1415-1450 si anume 3. Cele mai putine se regasesc in intervalul1450-1485 : 1 model.
850-1081 1081-1312 1312-1543 1543-1774 1774-20050
0.5
1
1.5
2
2.5
2 2 2
1 1
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 6 : Histograma consola spate
Consola spate minima este de 850 mm iar cea maxima este de 2000 mm . Histograma a fost impartita in 5 intervale :850-1081, 1081-1312, 1312-1543, 1543-1774, 1774-2005. Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 1081-1312 si anume2. Cele mai putine se regasesc in intervalul 1774-2005 : 1 model
16
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
1980-2045 2045-2110 2110-2175 2175-2240 2240-23050
0.5
1
1.5
2
2.5
2
1
2 2
1
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 7 : Histograma ecartament
Ecartamentul minim este de 1980 mm iar cea maxima este de 2300 mm . Histograma a fost impartita in 5 intervale :1980-2045, 2045-2110, 2110-2175, 2175-2240, 2240-2305. Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 1980-
2045 si anume 2 . Cele mai putine se regasesc in intervalul 2240-2305: 1 model.
18 19 20 21 220
1
2
3
4
5
6
7
8
98
0 0 0 0 0
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 8 : Histograma volum bena
17
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Volumul benei minim este de 18 m3 iar cea maxima este de 18 m3 . Histograma a fost impartita in 5 intervale :18-19 , 19-20, 20-21, 21-22. Cele mai
multe modele se regasesc in intervalul 18-19 si anume 8 . In celelalte nu se regaseste nici un model.
9500-10901 10901-12302 12302-13703 13703-15104 15104-165050
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
4
4.54
2
0
1 1
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 9 : Histograma masa proprie
Masa proprie minima este de 9500 kg iar cea maxima este de 16500 kg . Histograma a fost impartita in 5 intervale :9500-10901, 10901-12302, 12302-13703, 13703-15104, 15104-16500. Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 9500-10901 si anume 4 . Cele mai putine se regasesc in intervalul12302-13703 : 0 modele.
18
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
24495-25297 25297-26099 26099-26901 26901-27703 27703-285050
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
2
0
1
3
2
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 10: Histograma masa utila
Masa utila minima este de 24495 kg iar cea maxima este de 28000 kg . Histograma a fost impartita in 5 intervale :24495-25297, 25297-26099, 26099-26901, 26901-27703, 27703-28505 . Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 26901-27703 si anume 3 . Cele mai putine se regasesc in intervalul 25297-26099 : 0 modele.
34000-35401 35401-36802 36802-38203 38203-39604 39604-410050
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
4
4.5
1
0
4
0
3
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
19
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Fig 11 : Histograma masa maxima
Masa maxima minima este de 34000 kg iar cea maxima este de 41000 kg . Histograma a fost impartita in 5 intervale :34000-35401, 35401-36802, 36802-38203, 38203-39604, 39604-41005 . Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 36802-38203 si anume 4 . Cele mai putine se regasesc in intervalul 35401-36802 : 0 modele.
220-243 243-266 266-289 289-312 312-3350
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
1 1 1
2
3
Histogram
KW
Freq
uenc
y
Fig 12: Histograma puterii maxime
Puterea minima este de 220kw iar cea maxima este de 332kw . Histograma a fost impartita in 5 intervale :220-243, 243-266, 266-289, 289-312, 312-335 . Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 312-335 si anume 3 . Cele mai putine se regasesc in intervalul 220-243: 1 modele.
20
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
1440-1593 1593-1746 1746-1899 1899-2052 2052-22050
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
1 1
3
2
1
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 13: Histograma turatiei de putere maxima
Turatia de putere minima este de 1440 rpm iar cea maxima este de 2200rpm . Histograma a fost impartita in 5 intervale :1440-1593, 1593-1746, 1746-1899, 1899-2052, 2052-2205 . Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 1746-1899 si anume 3 . Cele mai putine se regasesc in intervalul 1440-1593 : 1 model.
1450-1601 1601-1752 1752-1903 1903-2054 2054-22050
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
1
0
1
3 3
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 14: Histograma momentului maxim
21
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Momentul minim este de 1450 Nm iar cea maxima este de 2200 Nm . Histograma a fost impartita in 5 intervale :1450-1601, 1601-1752 , 1752-1903, 1903-2054, 2054-2205 . Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 1903-2054 si anume 3 . Cele mai putine se regasesc in intervalul 1601-1752: 0 modele.
900-1021 1021-1142 1142-1263 1263-1384 1384-15050
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.53
2
1 1 1
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 15: Histograma turatiei de moment maxim
Turatia de moment minim este de 900 rpm iar cea maxima este de 1500 rpm . Histograma a fost impartita in 5 intervale :900-1021, 1021-1142, 1142-1263, 1263-1384,1384-1505. Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 900-1021 si anume 3 . Cele mai putine se regasesc in intervalul 1263-1384 : 1 model.
22
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
18-21 21-24 24-27 27-30 30-330
1
2
3
4
5
6
1 1
5
0
1
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 16: Histograma puterii specifice
Puterea specifica minima este de 18 kw/l iar cea maxima este de 32 kw/l . Histograma a fost impartita in 5 intervale :18-21, 21-24, 24-27, 27-30,30-33 . Cele mai multe modele se regasesc in intervalul 24-27 si anume 5 . Cele mai putine se regasesc in intervalul 27-30 : 0 modele.
6 7 8 9 100
1
2
3
4
5
6
5
0
2
0 0 0
Histogram
Bin
Freq
uenc
y
Fig 16: Histograma numarului de cilindri
23
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Numarul de cilindri minim este de 6 iar cel maxim este de 8 . In histograma este prezentata dispunerea modelelor echipate cu motoare de capacitati diferite si anume: 5 modele au motoare cu 6 cilindri ,3 modele au motoare cu 8 cilindri.
Cap. 2 Studiul organizarii generale si a formei constructive
2.1. Determinarea principalelor dimensiuni, mase si punti:
Predetermanarea parametrilor de masa ai unui autovehicul este dificila. In primul rand trebuie evaluata masa proprie a automobilului de proiectat. Pentru aceasta exista doua posibilitati : alegerea acestuia dupa metoda generala sau folosirea unor formule empirice.
Masa proprie a autovehiculului defineste clasa acestuia care se coreleaza si cu capacitatea cilindrica.
In S.U.A autoturismele sunt clasificate dupa volumul interior util, considerandu-se distinct autoturismele cu caroserie sedan si cele cu caroserie combi. Volumul interior se determina potrivit unor norme riguroase.
Pentru un autoturism reprezentativ pentru 50% din productie europeana de autoturisme, proportiile se greutatea materialelor din care aceasta se fabrica sunt:63% otel; 7,2% materiale neferoase; 10,5% material plastic; 4,4% elastomeric; 2,65% sticla; 1,6% masticuri si vopsele; 4% textile si izolatori fonici; 6,7% diverse fluide.
24
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Tabel 3: Masele subansamblurilor
Subansamblu Valuare procentuala[%] Masa [kg]
Motor 15 1575
Transmisie 5 525
Evacuare 1 105
Suspensie fata 3 315
Suspensie spate 5 525
Punte fata (fara roti) 8 840
Punte spate(fara roti) 12 1260
Roti 18
Sistem de directie 1 105
Sistem de franare 1 105
Rezervor combustibil 1.3 137
Masa proprie sasiu 75 7875
Cabina 9 945
Platforma 40 7000
Calculul maselor subansamblurilor sa facut tinandu-se seama de masa proprie a autocamionului de 17500 kg.
Motor echipat reprezinta masa procentuala a motorului propriu-zis , careia I s-au adaugat masa procentuala a lichidului de racire si a apei din subansamblurile motorului, masa procentuala a bateriei de acumulatori si o parte din cea a instalatiei electrice.
25
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Pentru predeterminarea parametrilor dimensionali a principalelor subansamble ale autovehicului nu exista nici o metoda riguroasa de determinare a acestora, determinarea lor a fost facuta prin masurari si corelarea cu modele similare.
2.2 Predeterminarea formei si a dimensiiunilor spatiului util si a postului de conducere
In cazul autoturismelor, cabina pentru pasageri, din motive de securitate, este amplasata intotdeauna la mjloc, oferind astfel un grad de siguranta ridicat.
Sporirea gradului de siguranta se obtine realizarea asa-zisei: “caroserii de securitate”. Aceasta se obtine uramrind: rigidizarea constructiei fara reducerea vizibilitatii, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan si peretii laterali, montarea unor manere pentru usi si macarele pentru geamuri fara proeminente, montarea unor airbag-uri frontale si/sau laterale, tapisarea butucului volanului, a bordului si parasolarelor, folosirea coloanei de directie telescopice si a unui volan usor deformabil in directie axiala, montarea parbrizului astfel incat la deformarea caroseriei acesta sa sara in afara habitaclului.
Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util trebuie sa aiba in vedere conditiile de ergonomie. Aceste conditii se refera la dimansionarea cat mai corecta a spatiului util, astfel incat pasagerii, dar mai ales conducatorul auto sa aiba acces facil la toate comenzile autovehiculului, sa fie supusi la solicitari fizice cat mai mici (in timpul utilizatii acestuia si sa asigure , in acelasi timp, o vizibilitate corespunzatoare pentru o conducere sigura.
Forma si dimensiunile postului de conducere
La stabilirea formei si dimensiunilor pentru postul de conducere se tine seama de conditiile ergonomice pentru conducatorul autovehiculului. Aceste conditii se referea la o anumita pozitie a conducatorului care sa nu conduca la
26
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
solicitari foarte mari ale acestuia, accesul cu usurinta la organele de comanda,precum si asigurarea vizibilitatii.
In calculul de proiectare pe care il efectuam in continuare nu este nevoie decat de o cunoastere aproximativa a formei exterioare a autovehiculului, aceasta putand fi realizata printr-o analiza statistica a dimensiunilor modelelor similare. In acest subcapitol vom urmari: dimensiunile principale ale postului de conducere, manechinul bidimensional, amplasarea organelor de comanda, scaunul soferului. Caracteristicile geometrice ale postului de conducere sunt definite in raport cu punctul R, care reprezinta centrul articulatiei corpului si coapsei unui manechin bidimensional, Se defineste macnechinul cu un anumit grad de reprezentativitate.Sunt trei tipuri de manechine:10%, 50% si 90%. La toate cele trei manechine,torsul are aceeasi dimensiune,difera doar prin dimensiunile gambei si coapsei.
Fig.4. Dimensiunile postului de conducere(R-centrul articulaţiei capului
şi coapsei unui manechin bidimensional)
27
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Tabel 4: Dimensiunile postului de conducere
Nr. crt.
Dimensiunea Limitele admisibile pentru
autoturisme
Valoarea adoptata
1. Unghiul de inclinare spre inapoi, β[°]
9…33 15
2. Distanta verticala de la punctul R la punctul calcaiului,
Hz[mm]
130…320 195
3. Cursa orizontala a punctului R [mm], Hx[mm]
min 130 831
4. Diametrul volanului, D[mm] 330…600 3605. Unghiul de inclinare a
volanului, α[°]10…70 25
6. Distanta orizontala intre centrul volanului si punctul
calcaiului, Wz [mm]
660…152 651
7. Distanta verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului,
Wz [mm]
530…838 434
2.3. Intocmirea schitei de organizare generala
Pentru intocmirea schitei de organizare generala sa optat pentru folosirea programului AUTOCAD .
28
zG
1
Ns
j
zjmj
1
Ns
j
mj
Ns
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
2.4. Determinarea pozitiei centrului de masa
Pe baza schitei de organizare generala , vom determina pozitia centrului de masa. Pozitionarea centrului de masa se va face fata de un sistem de coordonat , xOz, pentru care axa Ox este tangenta la rotile fata, pozitiva spre spatele autovehicului, iar Oz trece prin puntea fata orientata in sus.
Totodata vom face un calcul asupra incarcarilor statice la cele doua punti precum si asupra capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale.
Calculul coordonatelor centrului de greutate al autovehicului este dat de relatiile:
xG
1
Ns
j
xjmj
1
Ns
j
mj
Ns
2.3.1 2.3.2
unde: Ns – numarul subansamblelor
xj , zj – coordonatele centrului de greutate al subansamblului, fata de sistemul de coordonate XOZ ales, in mm.
mj – masa subansamblului j, in kg
Calculul pozitie centrului de masa al automobilului se va determina pentru urmatoarele doua situatii:
29
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
1. automobilul cu conducator, fata pasageri sau fara incarcatura
2. automobilul incarcat complet cu sarcina utila
Valorile determinate cu ajutorul rel. 3.1 respectiv 3.2, in cele doua situatii sunt centralizate in tabelul urmator:
Tabel 5:Valorile pozitiei centrului de masa pentru diferite subansamble ale autovehculului
Nr.crt. Subansamblu
mj
[kg]xj
[mm]zj
[mm]xj* mj
[mm*kg]
zj*mj
[mm*kg]
1.Motor
1575 0 925 0 1456875
2.Transmisie
525 622 827 326550 434175
3. Galerie evacuare
10550
900 5250 94500
4.Suspensie fata
315 800660
252000 207900
5. Suspensie spate
525 5050 660 2651250 346500
6.Punti fata
840/840 0/1650 538 0/1386000451920/ 451920
Punti spate 1260/12604300/5750
5385418000/ 7245000
677880/ 677880
7. Sistem de directie
105 0 750 0 78750
30
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
8.Instalatie
electrica si baterie de
accumulator
100 800 650 80000 65000
9. Rezervor combustibil
137 2880 600 394560 82200
10.Bena
1500 4180 2000 6270000 3000000
11 cabina 945 0 2000 0 1890000
In urma calculelor efectuate am obtinut urmatoarele valori pentru centrul de greutate, in cele doua cazuri:
1. Cg1 Xg1=1375; Zg1=9882. Cg2 Xg2=1973; Zg2=795
Incarcatura la puntea fata/spate:
Dupa ce am determinat centrele de greutate pentru cele doua stari de incarcare, trecem si determinam incarcarile statice la punti dupa urmatoarele formule:
G1=bL.Ga
G2=
aL.Ga
unde:
31
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
G1 - greutatea care actioneaza asupra puntii fata;
G2 - greutatea care actioneaza asupra puntii spate;
a - distanta (pe orizontala) de la centrul de greutate al automobilului, la puntea fata;
b - distanta (pe orizontala) de la centrul de greutate al automobilului, la puntea spate;
Ga - greutatea automobilului (proprie si/sau totala)
L - distanta dintre puntea fata si puntea spate (ampatamentul).
Fie cazul I in care automobilul este echipat complet de drum, fara conducator, pasageri si incarcatura.
a1= Xg1=1375
b1=L-a1=1275
Z1= Zg1=988
Incarcarile statice pe cele doua punti ale automobilului sunt:
G11=b1L
∗G 0 G12=
a1L
∗G 0
Din calcul rezulta:
G11=5051 daN
G12=5449 daN
Fie cazul II in care automobilul este echipat complet de drum, cu conducator si pasagerul din dreapta si cu incarcare maxima.
a2= Xg2=1973
32
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
b2= L-a2=677
Z1= Zg2=795
Din calcul rezulta:
G21=9707 daN
G22=28293 daN
2.5.Parametrii capacitatii de trecere si stabilitatea lingitudinala:
Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut in vedere si parametrii geometrici ai capacitatii de trecere. Definitivarea lor este incheiata odata cu intocmirea schitei de organizare generala si a desenului de ansamblu.
Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime impuse prin tema de proiect (55%)
Tip autovehicul
Garda la sol, mm
Unghiul de atac, grade
Unghiul de degajare, grade
Autoturism 320 13 25
Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt, in general, la urcarea pantei maxime impusa prin tema de proiect pmax= 55%.Unghiul corespunzator pantei maxime este data de formula pmax= tgαpmax.
Si avem αpmax=arctg(pmax)Ψ=28.8 grade
2.6.Alegerea jantelor si a anvelopelor
33
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Pentru alegerea pneurilor este necesar sa cunoastem incarcarea statica pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime calculate.
Zpj=Gj/Npnj [daN]
unde: Zpj – reprezinta incarcarea statica pe pneu pentru puntea j
Gj – reprezinta incarcarea statica la puntea j
Npnj – reprezinta numarul de pneuri al puntii j
j=1…Np (numar de pneuri)
Si avem:
Zp1= 2426.75 daN pentru puntile fata in cazul 2
Zp2=3536.6 daN pentru puntile spate in cazul 2
Am considerat doar cazul II in calcul, intrucat in acest caz se obtin incarcarile cele mai mari (automobilul ruleaza in sarcina utila maxima).
Definim capacitatea portanta a pneului ca fiind incarcarea radiala maxima suportata:
Qpnec=(maxZpj)/kg (3.13)
unde: kg =0.9 pentru autocamioane
Qpnec= 3929.5 daN
34
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Alegerea pneurilor se va face in functie de incarcarea maxima pe pneu, care este in acest caz: Zp2=3536.6 daN.
Am ales 315/80 R 22,5 deoarece viteza maxima impusa prin tema este de 90 km/h.
Tabelul 3.4 Parametrii constructivi pentru modelul anvelopei
Simbolizareanvelopa
latimeasectiunii
Bu[mm]
diametrul exterior
De[mm]
raza libera
r0
[mm]
capacitatea portanta
Qp[daN]
presiunea
aeruluipa
[bar]
viteza maxima
315/80 R 22.5
315 1075.5 537.75 4125 4.5 L
Cap 3 : Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare, a coeficientuli de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversale
maxime si a randamentului transmisiei.
3.1. Determinarea parametrilor necesari calculului de tractiune
3.1.1 Determinarea coeficientului de rezistenta de rulare a pneurilor
Pe baza rezultatelor experimentale s-a determinat o ecuatie pe baza careia se poate determina coeficientului de rezistenta la rulare a pneului. Daca se considera vitezele pana la cea maxima, in functie si de caracteristicile pneului, se poate folosi exprimarea parabolica de forma:
35
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
f=f0+f01*V+f02*V2 (3.1.1.1)
unde:
f0 [-] – coeficientul de rezistenta la rularea la viteza mica .
f01[h/km], f02 [h2/km2] – coeficienti de influenta ai vitezei.
Valorile coeficientilor f0, f01, f02 se aleg din tabele standardizate pentru fiecare tip de anvelopa. Astfel, pentru anvelopa radiala cu sectiune superbalon 315/80 R 22.5 valorile sunt:
Tabel 6: Valorile coeficientilor f0, f01, f02
Tip pneu f0 f01 [h/km] f02 [h2/km2]
Radialsuperbalon
1.8369*10-2 -1.8725*10-5 2.9554*10-7
Tabel 7: Variatia coeficientului de rezistenta la rulare in functie de viteza ???
V [km/h]
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90
f 0.018369 0.018211 0.018113 0.018073 0.018092 0.01817 0.018308 0.018504 0.018759 0.019073
36
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
1 2 3 4 5 6 7 8 9 100.0174
0.0176
0.0178
0.018
0.0182
0.0184
0.0186
0.0188
0.019
0.0192
Figură 3.1.1
3.1.2 Determinarea ariei sectiunii transversale maxime
Aria sectiunii transversale maxime A, sau mai exact, aria proiectiei frontale a autovehicului se obtine prin doua metode:
a) metoda prin planimetrie: planimetrarea conturului delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu
Prima metoda, cea a planimetrarii, este recunoscuta ca o metoda mai precisa, astfel ca vom adopta Atmax=6.609170 m2
b) calculul cu relatia:
c) Atmax=c f⋅la⋅(ha−hb )+N p⋅Bu⋅hb
37
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
unde:
cf = 1.00– coeficient de forma ;
la - latimea automobilului ;
hb – inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale ;
Bu -latimea anvelopei;
Np = 2 – numarul de pneuri
Conform relatiei avem:
Atmax=1.00*2372.3*(3200-320)+4*315*320= 7.235 m2
3.1.3. Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului
Valoarea coeficientului de rezistenta a aerului se adopta din tabelul urmator, conform :
Tabelul 8: Valorile coeficientului de rezistenta a aerului in functie de arie
Tipul A [m2] CxAutomobil sport 1.0…1.3 0.20…0.25Automobil cu caroserie inchisa
1.6…2.8 0.30…0.50
Autoturism cu caroseri deschisa
1.5…2.0 0.65…0.80
Autobuz 3.5…7.0 0.70…0.80Autocamion cu platforma deschisa
3.0…5.3 0.90…1.0
Autofurgon 3.5…0.8 0.60…0.75
38
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Tinand seama de modelele asemanatoare, adoptam astfel pentru autovehiculul de proiectat un coeficient de rezistenta a aerului Cx=0.95.
3.1.4. Determinarea randamentului transmisiei
Vom considera conform recomandarilor din lucrarea bibliografica randamentul transmisiei ηt=0.80.
Cap 4. Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza autovehicului
Conform relatiei bilantului de tractiune vom putea efectua calculul la tractiune:
F t=Rrul+Ra+Rp+RdPr=Prul+Pa+Pp+Pd (3.1)
unde: Ft - forta de tractiune necesara pentru invingerea rezistentelor la inaintare;
39
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Rrul – rezistenta la rulare;
Ra – rezistenta aerului;
Rd – rezistenta la demarare;
Rp – rezistenta la panta;
Pr – puterea la roata;
Prul – puterea necesara invingerii rezistentei la rulare;
Pa – puterea necesara invingerii rezistentei aerului;
Pd – puterea necesara invingerii rezistentei la demarare;
Pp – puterea necesara invingerii rezistentei la panta.
Pentru determinarea rezistentelor la inaintare, si a puterilor corespunzatoare, va trebui mai exact sa determinam Rrul rezistenta la rulare, Rp
rezistenta la panta si Ra rezistenta aerului .
Vom considera trei cazuri de deplasare:
*deplasarea in palier
*deplasarea pe un drum cu panta maxima
*deplasarea in panta maxima impusa prin tema
Daca consideram ca automobilul se deplaseaza la viteza constanta, inseamna ca acceleratie este nula, ceea ce implica ca rezistenta la demarare, respectiv puterea necesara invingerii acestei rezistente sunt nule: Rd=Pd=0
a) Deplasarea in palier:
In acest caz αp = 0° - panta este nula
40
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Folosind relatia 4.4 obtinem:
Rp=0=> F t=Rrul+RaPp=0=> Pr=Prul+Pa (3.2)
Consideram 3 variante de deplasare:
1) Deplasare fara vant: Vv = 0 km/h, Vx=V[km/h]. 2) Deplasare cu vant care bate din fata: Vv = 15 km/h, Vx = V - Vv[km/h].3) Deplasare cu vant care bate din spate: Vv = -15 km/h, Vx = V + Vv[km/h].
Pentru determinarea rezistentei la rulare vom folosi urmatoarea formula:
Rrul=f(v)*Ga*cosαp [daN];
unde:
f - coeficientul de rezistenta la rulare
Ga - greutatea totala a autovehicului
p -unghiul pantei
Pentru determinarea rezistentei la panta vom folosi urmatoarea formula:
Rp=Ga*cosαp [daN];
Pentru determinarea rezistentei la panta vom folosi urmatoarea formula:
Ra=(K*A*Vx2)/13 [daN];
Unde:
k- coeficientul aerodinamic
41
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
A- aria sectiunii transversal
Vx -viteza relativa a autovehicului
k=0.06125*Cx=0.06125*0.95=0.0581875 kgfs2m-4
Puterile se calculeaza cu ajutorul relatiei:
P=(R*V)/360 [kw]
Tabel 3.1 : Valorile rezistentelor in functie de viteza si de inclinatia pantei
V [km/h]
f Rrul1 [daN]
α=00
Rrul2
[daN]α=50
Rrul3
[daN]α=28.80
Rp1
[daN]α =0
Rp2
[daN]α =50
Rp3
[daN]α =28.80
Ra1
[daN]Fara vant
Ra2
[daN]Vant din
fata
Ra3
[daN]Vant din
spate
00.018369 698.022 695.3625 611.6767 0 3311.89 18306.5 0 6.656038 6.656038
100.018211 692.018 689.3814 606.4154 0 3311.89 18306.5 2.958239 0.73956 18.48899
200.018113 688.294 685.6716 603.152 0 3311.89 18306.5 11.83296 0.73956 36.23843
300.018073 686.774 684.1574 601.8201 0 3311.89 18306.5 26.62415 6.656038 59.90434
400.018092 687.496 684.8766 602.4527 0 3311.89 18306.5 47.33183 18.48899 89.48673
500.01817 690.46 687.8293 605.0501 0 3311.89 18306.5 73.95598 36.23843 124.9856
600.018308 695.704 693.0534 609.6454 0 3311.89 18306.5 106.4966 59.90434 166.4009
700.018504 703.152 700.473 616.1721 0 3311.89 18306.5 144.9537 89.48673 213.7328
800.018759 712.842 710.1261 624.6634 0 3311.89 18306.5 189.3273 124.9856 266.9811
900.019073 724.774 722.0126 635.1195 0 3311.89 18306.5 239.6174 166.4009 326.1459
42
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Unde:
Rrul- rezistenta la rulare;
Rp- rezistenta la panta;
Ra- rezistenta aerului.
Grafic 4.1
1 2 3 4 5 6 7 8 9 100
5000
10000
15000
20000
25000
Rezistenta la panta
Series3Series2Series1
Axis Title
La rularea in palier rezistenta la panta are valoarea 0 daN. La rularea pe drumuri modernizate in panta maxima rezistenta la panta are valoarea de 915 daN.La rularea in panta maxima impusa prin tema valoarea rezistentei la panta are valoarea de 5058 daN.
43
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Grafic 4.2
1 2 3 4 5 6 7 8 9 100
100
200
300
400
500
600
700
800
Rezistenta la rulare
Series1Series2Series3
Axis Title
Rezistenta la rulare nu variaza prea mult odata cu cresterea vitezei.
Grafic 4.3
1 2 3 4 5 6 7 8 9 100
50
100
150
200
250
300
350
Rezistenta aerului
Series1Series2Series3
[daN
]
In graficul 4.3 se observa ca rezistenta aerului creste foarte mult odata cu cresterea vitezei.
44
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Grafic 4.4
1 2 3 4 5 6 7 8 9 100
200
400
600
800
1000
1200
Rezistenta la inaintare
Series1Series2Series3
Axis Title
In graficul 4.4 se observa ca rezistenta la inaintare variaza intr-un interval de aproximativ 400 N.
Grafic 4.5
1 2 3 4 5 6 7 8 9 100
50
100
150
200
250
300
Puterea necesara
Series1Series2Series3
[kw
]
In graficul 4.5 putem vedea variatia de la 0 la 250 kw a puterii necesare pentru invingerea rezistentei la inaintare.
45
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
CAP 5: Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Alegerea motorului autovehiculului impus prin tema
5.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului in palier
Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a autovehicolului Vmax=90 km/h la deplasarea acestuia in trepta de viteza cea mai rapida. Pentru a avea o anumita acoperire , din punct de vedere al puterii, se poate admite ca atingerea lui Vmax se obtine pe o forta mica portanta p0=0.05...0.3 %, rezultand in acest fel o putere maxima Pmax ceva mai mare decat in cazul deplasarii in palier(p0=0).
Formula bilantului de putere este:
Pr=P*ηt=Prul+Pp+Pa+Pd (5.1)
Pentru V=Vmax rezulta ca di/dt=0 si deci Pd=0
Pornim de la bilantul de puteri la roata motoare, corespunzator situatiei V=Vmax, din care rezulta puterea necesara motorului:
PVmax=(Prul+Pp+Pa)/ηt (5.2)
unde: ηt – randamentul transmisiei
ηt=0.80
PVmax=( 181.1935+0+ 59.90435) /0.80
46
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Puterea maxima la viteza maxima este: PVmax = 301.372 kw
Determinarea puterii motorului se determina cu urmatoarea formula:
P=Pmax[α*(n/np)+β*(n/np)2-γ*(n/np)3 [kw] 5.3
P’=Pmax[α’*(n/np)+β’*(n/np)2-γ’*(n/np)3 [kw]5.4
Pentru definitivarea calcului puterii motorului se definesc relatiile ce determina coeficientii de forma:
α=[ce2-ca*(2*ce-1)]/(ce-1)2 5.5
α’=[2*ce2-3*ce+ca]/ (ce-1)2 5.6
β=[ 2*ce*(ca-1)]/ (ce-1)2 5.7
β’=[3-2*ca-ce2] /(ce-1)2 5.8
γ=(ca-1)/ (ce-1)2 5.9
γ’=[2-(ce+ca) ]/(ce-1)2 5.10
Unde:
Ca=coeficient de adaptabilitate
Ce=coeficient de elasticitate
47
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Ca=(1.05 …..1.15) => Aleg ca=1.1
Ce=(0.55 …..0.75) => Aleg ce=0.65
Conform relatiilor 5.5…5.10 avem urmatoarele valori pentru coeficientii de forma:
α=0.755 β=1.061 γ=0.816
α’=-0.0408 β’=3.0816 γ’=2.0408
Consideram turatia de moment maxim nM = 1200 rot/min, iar turatia de putere maxima np= 1800 rot/min, valori ce sunt comparabile cu cele ale modelelor similare.
Definim raportul nvmax/np - raportul de turatie la viteza maxima conform
ζ=nVmax/np 5.11
Pentru marimea raportata se adopta valoarea corespunzatoare MAC
ζ=0.95
Conform relatiei (4.10) avem nvmax =1710 rot/min
Calculam relatia:
f(ζ)=α* ζ+β* ζ2+γ* ζ3 5.12
f’(ζ)=α’* ζ+β’* ζ2+γ’* ζ3 5.13
48
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Din relatiile 5.12 si 5.13 rezulta:
f(ζ)=0.992
f’(ζ)=0.975
Puterea maxima necesara motorului, pentru conditia de viteza maxima in palier este data de formula:
Pmax=PVmax/f(ζ) Pmax= 309.099 kW
Pmin=PVmax/ f’(ζ)
Pmin=303.805 kW
Stabilim intervalul de variatie al turatiei [nmin,nmax] conform [3]:
nmin = 0.2 * np = 0.2 * 1800 = 360 rot/min
nmax = np= 1800 rot/min
nmed= (nmax + nmin)/2= 1080 rot/min
49
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Tabel 5.1. :Variatia puterii si a momentului motor intre nmin si nmed
M[Nm]
n[rpm]
P[kw]
Pmin[kw]
np
[rot/min]n/np
[rot/min]P/Pmin
1507.163 360 56.7848 303.805 1800 0.2 0.186912
1539.056 410 66.04007 303.805 1800 0.227778 0.217377
1568.918 460 75.53136 303.805 1800 0.255556 0.248618
1596.749 510 85.22677 303.805 1800 0.283333 0.280531
1622.549 560 95.09444 303.805 1800 0.311111 0.313011
1646.318 610 105.1025 303.805 1800 0.338889 0.345954
1668.057 660 115.219 303.805 1800 0.366667 0.379253
1687.765 710 125.4121 303.805 1800 0.394444 0.412805
1705.441 760 135.65 303.805 1800 0.422222 0.446503
1721.088 810 145.9007 303.805 1800 0.45 0.480245
1734.703 860 156.1323 303.805 1800 0.477778 0.513923
1746.288 910 166.3131 303.805 1800 0.505556 0.547434
1755.841 960 176.4111 303.805 1800 0.533333 0.580672
1763.364 1010 186.3943 303.805 1800 0.561111 0.613533
1768.856 1060 196.2311 303.805 1800 0.588889 0.645911
Tabel 5.2. :Variatia puterii si a momentului motor intre nmed si nmax
50
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
M[Nm]
n[rpm]
P[kw]
Pmax[kw]
np
[rot/min]n/np
[rot/min]P/Pmax
1881.994 1110 218.6304 309.099 1800 0.616667 0.707315
1897.255 1160 230.3314 309.099 1800 0.644444 0.74517
1907.36 1210 241.5391 309.099 1800 0.672222 0.78143
1912.308 1260 252.1725 309.099 1800 0.7 0.815831
1912.097 1310 262.1504 309.099 1800 0.727778 0.848111
1906.726 1360 271.3917 309.099 1800 0.755556 0.878009
1896.195 1410 279.8153 309.099 1800 0.783333 0.905261
1880.503 1460 287.34 309.099 1800 0.811111 0.929605
1859.648 1510 293.8848 309.099 1800 0.838889 0.950779
1833.632 1560 299.3685 309.099 1800 0.866667 0.96852
1802.452 1610 303.7099 309.099 1800 0.894444 0.982565
1766.11 1660 306.8281 309.099 1800 0.922222 0.992653
1724.604 1710 308.6418 309.099 1800 0.95 0.998521
1677.933 1760 309.0699 309.099 1800 0.977778 0.999906
Fig 5.1: Variatia puterii si a momentului motor
51
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 20000
50
100
150
200
250
300
350
0
500
1000
1500
2000
2500
Putere pana in turatia mediePutere dupa turatia medieMoment pana in turatia medieMoment dupa turatia medie
5.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala
Pentru alegerea motorului ce va echipa automobilul impus prin tema ,se va utiliaza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala .Aceasta metoda presupune alegerea a cel putin 2 motoare cu puterea maxima foarte apropiata de cea teoretica si suprapunerea curbelor de variatie.
Tinand cont de valorile puterii maxime si a momentului motor al motorului impus prin tema sa optat pentru alegerea a 2 modele avand performante asemanatoare: MAN TGS 35.360 si ROMAN 38.410 VFK.
52
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Tabel 5.3 Valorile specifice modelului similar preferential
Nr crt Denumire model
Tip motor Pmax[KW]/n[rpm]
Moment maxim[Nm]
Nr cilindri
Putere specifica[KW/L]
1 MAN TGS 35.360
MAC12000cm3
323/1900 rpm
2100/1000-1400 rpm
6 in linie 26.91
2 ROMAN 38.410
VFK
MAC11967cm3
301/1900 rpm
1850/900-1300 rpm
6 in linie 25.08
Pentru a putea compara cele 2 motoare in vederea alegerii unuia dintre acestea se vor reliefa performantele acestor motoare in functie de plaja de turatie.
Tabel 5.4 :Variatia puterii si a momentului motor la modelul Roman
M[Nm]
n[rpm]
P[kw]
Pmax[kw]
np
[rot/min]n/np
[rot/min]P/Pmax
1493.248 360 56.26051 301 1800 0.2 0.1869121524.846 410 65.43033 301 1800 0.227778 0.217377
53
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
1554.432 460 74.83398 301 1800 0.255556 0.2486181582.006 510 84.43988 301 1800 0.283333 0.2805311607.568 560 94.21644 301 1800 0.311111 0.3130111631.118 610 104.1321 301 1800 0.338889 0.3459541652.656 660 114.1552 301 1800 0.366667 0.3792531672.182 710 124.2542 301 1800 0.394444 0.4128051689.695 760 134.3975 301 1800 0.422222 0.4465031705.197 810 144.5536 301 1800 0.45 0.4802451718.687 860 154.6908 301 1800 0.477778 0.5139231730.164 910 164.7775 301 1800 0.505556 0.547434
1739.63 960 174.7823 301 1800 0.533333 0.5806721747.083 1010 184.6734 301 1800 0.561111 0.6135331752.525 1060 194.4193 301 1800 0.588889 0.6459111755.954 1110 203.9884 301 1800 0.616667 0.6777021757.371 1160 213.3491 301 1800 0.644444 0.7088011756.777 1210 222.4699 301 1800 0.672222 0.739103
1754.17 1260 231.3191 301 1800 0.7 0.7685021749.551 1310 239.8652 301 1800 0.727778 0.796894
1742.92 1360 248.0765 301 1800 0.755556 0.8241751734.277 1410 255.9216 301 1800 0.783333 0.8502381723.622 1460 263.3687 301 1800 0.811111 0.8749791710.955 1510 270.3864 301 1800 0.838889 0.8982941696.276 1560 276.943 301 1800 0.866667 0.9200761679.585 1610 283.007 301 1800 0.894444 0.9402221660.882 1660 288.5467 301 1800 0.922222 0.9586271640.166 1710 293.5305 301 1800 0.95 0.9751851617.439 1760 297.927 301 1800 0.977778 0.9897911592.699 1810 301.7045 301 1800 1.005556 1.00234
Tabel 5.4 :Variatia puterii si a momentului motor la modelul MAN
M[Nm]
n[rpm]
P[kw]
Pmax[kw]
np
[rot/min]n/np
[rot/min]P/Pmax
1602.389 360 60.37258 323 1800 0.2 0.1869121636.296 410 70.21261 323 1800 0.227778 0.217377
54
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
1668.045 460 80.30358 323 1800 0.255556 0.2486181697.634 510 90.61157 323 1800 0.283333 0.2805311725.065 560 101.1027 323 1800 0.311111 0.3130111750.336 610 111.7431 323 1800 0.338889 0.3459541773.448 660 122.4988 323 1800 0.366667 0.3792531794.401 710 133.3359 323 1800 0.394444 0.4128051813.195 760 144.2206 323 1800 0.422222 0.4465031829.829 810 155.119 323 1800 0.45 0.4802451844.305 860 165.9971 323 1800 0.477778 0.5139231856.621 910 176.8211 323 1800 0.505556 0.5474341866.779 960 187.5571 323 1800 0.533333 0.5806721874.777 1010 198.1711 323 1800 0.561111 0.6135331880.616 1060 208.6293 323 1800 0.588889 0.6459111884.296 1110 218.8978 323 1800 0.616667 0.6777021885.817 1160 228.9427 323 1800 0.644444 0.7088011885.179 1210 238.7301 323 1800 0.672222 0.7391031882.382 1260 248.2261 323 1800 0.7 0.7685021877.425 1310 257.3969 323 1800 0.727778 0.796894
1870.31 1360 266.2084 323 1800 0.755556 0.8241751861.035 1410 274.6268 323 1800 0.783333 0.8502381849.601 1460 282.6183 323 1800 0.811111 0.8749791836.008 1510 290.1489 323 1800 0.838889 0.8982941820.256 1560 297.1847 323 1800 0.866667 0.9200761802.345 1610 303.6918 323 1800 0.894444 0.9402221782.275 1660 309.6364 323 1800 0.922222 0.9586271760.045 1710 314.9846 323 1800 0.95 0.9751851735.657 1760 319.7024 323 1800 0.977778 0.9897911709.109 1810 323.7559 323 1800 1.005556 1.00234
55
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Fig 5.2: Variatia puterilor si a momentelor motoare a motoarelor comparate
200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 20000
50
100
150
200
250
300
350
0
500
1000
1500
2000
2500
Putere ROMANPutere MANPutere motor teoreticMoment ROMANMoment MANMoment motor teoretic
In fig 5.2 se poate observa suprapunerea curbelor de putere si moment a celor 3 motoare. Deoarece atat curba de putere cat si cea de moment motor ale modelului MAN sunt superioare curbelor de putere si moment ale motorului teoretic sa optat pentru alegerea tipului de motor ce echipeaza modelul MAN TGS.
Modelul ROMAN este echipat cu un tip de motor ale carui curbe de putere si cuplu se situeaza sub curbele motorului teoretic. Prin urmare alegerea unui astfel de motor ar fi dezavantajoasa.
56
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Motorul ales dispune de urmatoarele caracteristici :
Tip motor
Capacitate cilindrica
[cm3]
Nr cilindri
Pmax
[kw]np
[rpm]Mmax
[Nm]nm
[rpm]nmin
[rpm]nmax
[rpm]
MAC 12000 6 in linie
323 1800 1885 1150 360 1810
CAP 6: Determinarea raportului de transmiterea al transmisiei principalei si al primei trepte a schimbatorului de viteze
6.1. Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale
Predeterminarea raportului de transmisie a transmisiei principale se face plecand de la conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovehicului in treapta de priza directa, sau simalara acesteia.
V=0.377∗rr∗nio∗isk
[km /h] (6.1)
V max=0.377∗rr∗ζio∗i sN
[km /h] (6.2)
unde :
rr – raza de rulare : 509.51 [mm]
np – turatia de putere : 1800 [rot/min]
57
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
ζ – raportul de turatie : 0.95
i0 – raportul de transmisie al transimisiei principale
isn – raportul de transmisie in priza directa
isn=1.00
Obtinem astfel pe baza relatiei 6.1 raportul de transmisie al transmisiei principale :
i0¿=0.377∗rr∗n p∗ζisN∗V max
(6.3)
I0=3.649
Valoarea obtinuta este mai mica decat 7, astfel ca alegem o transmisie principala simpla cu roti dintate conice, cu o singura pereche de roti cu dinti inclinati in angrenare.
Tabel 6.1 Valorile indicate pentru numarul de dinti al pistonului de atac (Gleason)
i 2,5 3 4 5 6 - 7 >7
zpmin 15 12 9 7 6 5
Valoarea data de 6.2 trebuie sa fie definita ca fiind un raport intre doua numere naturale, acestea reprezentand numerele de dinti ale rotilor aflate in angrenare. Astfel, pentru transmisia principala simpla, raportul este dat de rel :
58
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
i0=zcz p
(6.4)
unde :
Zc – numarul de dinti ai coroanei
Zp – numarul de dinti ai pinionului
Alegem Zp = Zp minim, pentru angrenaje conice, in functie de valoarea lui i0pr data de relatia 6.2. Astfel:
pentru i0=3.64 alegem Zp=9 dinti
Zc=i0*Zp Zc=32.76 dinti
Alegem Zc=33 de dinti
Raportul final: i0=33/9=3.66 raportul de transmitere efectiv
Pentru definitivarea raportului transmisiei principale, consideram inca trei variante de numar de dinti:
Zc01= 33dinti io01= 3.66
59
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Zc02= 34dinti io02= 3.77
Zc03= 35dinti io03= 3.88
Pentru aceste variante facem analiza diagramei de valori de definitivare a lui i0, si o alegem pe cea mai buna. Folosim expresiile :
Pr=Pr(V) (6.5)
in care:
V=0.377∗rr∗niok∗i sn
[km /h] (6.6)
Tabelul 6.2 Valorile vitezelor in treapta de priza directa pentru cele trei valori ale raportului de transmitere al transmisiei principale
Np[rpm]
V1[km/h]
V2[km/h]
V3[km/h]
P[kw]
360 18.89363 18.34236 17.82234 60.37258410 21.51775 20.88991 20.29767 70.21261460 24.14186 23.43746 22.773 80.30358
60
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
510 26.76598 25.98501 25.24832 90.61157560 29.3901 28.53256 27.72365 101.1027610 32.01421 31.08011 30.19897 111.7431660 34.63833 33.62766 32.6743 122.4988710 37.26244 36.17521 35.14962 133.3359760 39.88656 38.72276 37.62495 144.2206810 42.51067 41.27031 40.10028 155.119860 45.13479 43.81786 42.5756 165.9971910 47.75891 46.36541 45.05093 176.8211960 50.38302 48.91296 47.52625 187.5571
1010 53.00714 51.46051 50.00158 198.17111060 55.63125 54.00806 52.4769 208.62931110 58.25537 56.55561 54.95223 218.89781160 60.87948 59.10316 57.42755 228.94271210 63.5036 61.65071 59.90288 238.73011260 66.12772 64.19826 62.37821 248.22611310 68.75183 66.74581 64.85353 257.39691360 71.37595 69.29336 67.32886 266.20841410 74.00006 71.84091 69.80418 274.62681460 76.62418 74.38846 72.27951 282.61831510 79.24829 76.93601 74.75483 290.14891560 81.87241 79.48356 77.23016 297.18471610 84.49653 82.03111 79.70549 303.69181660 87.12064 84.57866 82.18081 309.63641710 89.74476 87.12621 84.65614 314.98461760 92.36887 89.67376 87.13146 319.70241810 94.99299 92.22131 89.60679 323.7559
Dupa o analiza a tabelului 6.2 raportul de transmitere al transmisiei principale a fost ales io=i01=3.66 la care se atinge valoarea maxima a vitezei de 94.99 km\h, a fost ales datorita faptului ca rezerva de putere este mare dintre cele trei iar viteza impusa prin tema este asigurata.
6.2.Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze (is1)
61
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Pentru determinarea raportului de transmitere al primei trepte, vom folosii 3 criterii distincte si bineinteles vom avea 3 valori diferite, dupa care vom selecta raportul de transmitere cel mai mare, care va indeplini inplicit toate conditiile.
Aceste 3 criterii sunt:
Invingerea pantei maxime impusa prin tema Deplasarea in palier, pe drum modernizat, cu o viteza
minima stabilita Solicitarea ambreajului la cuplare,la pornirea de pe loc
6.2.4 Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima impusa prin tema
Pentru determinarea acestui raport, scriem bilantul de tractiune in cazul pantei maxime, aceasta trebuind fi urcatacu viteza constanta redusa.
is1=ψmax∗Ga∗r dMmax∗i0∗ηt
(6.7)
Unde: Ψmax=f(0)*cos(αPmax)+sin(αPmax) (6.8)
Ψmax=0.018369*0.876+0.481
Ψmax=0.497
62
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
is1=0,497∗38000∗509.5181885∗3.66∗0,80
∗10−2=17.43
6.2.5 .Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabila
Acest criteriu are in vedere regimul uniform de rulare, cu viteza minima, in palier, pe un drum modernizat.
is1=0,377nmin∗r ri0∗V min
=0,377 360∗0,5093,66∗10
=1.88
6.2.6 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreajului, la pornirea de pe loc
Cele mai puternice solicitari ale am breajului sunt in timpul cuplarii la plecarea de pe loc. Trebuie sa luam in considerare in acest caz lucrul mecanic de cuplare, valoarea turatiei initiale si puterea specifica. Rezulta urmatoarea formula de calcul:
is1=0,11∗iSNζ
n0V max∗√ k anp caPsp
∗1
μ
(6.9)
In care:
63
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
N0=0.75*np=1350 rpm
Ka=0.72
μ=LspM sp
=525( pentru autocamioane)
is1=0,110,95
∗1350∗90∗√ 0,721800∗1,1∗53,8
∗1
525=1,59
Se alege is1=17.43.
CAP 7 Calculul ambreajului
7.1 Determinarea momentului de calcul al ambreajului
Mc=β*Mmax (7.1)
Valoarea coeficientului β , in cazul unui autocamion cu capacitate de trecere normala, o alegem in intervalul 1.6…..2.0. Valorile spre limita superioara se recomanda in cazul ambreiajelor cu arcuri elicoidale periferice, iar valorile spre limita inferioara in cazul ambreiajelor cu arc central diafragma. In final, am opatat pentru β=1.8
Rezulta Mc=1.8*1885 Mc=3393 Nm
64
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Datorita momentului motor mai mare de 80 daN*m ce trebuire transmis prin intermediul amebreiajului sa optat pentru folosirea unui ambreiaj bidisc uscat.
7.2. Determinarea presiunii specifice, a lucrului mecanic pierdut prin frecare la cuplare si a valorii ∆ t cu care creste temeperatura ambreajului la fiecare cuplare.
Presiunea specifica pe fiecare suprafata de frecare se defineste ca fiind raportul dintre forta de apasare a arcului si aria suprafetei de contact.
p0=FA
(7.2)
Valoarea acestei presiuni o alegem, in cazul garniturilor metaloceramice, in intervalul 1,2…2,5 [Mpa], mai mare daca dorim gabarit redus, insa o durabilitate mai redusa sau mai redusa in caz contrar.
Am ales, in concluzie, p0=2 [MPa ] .
Un alt parametru important in dimensionarea partilor componente ale ambreajului este lucrul mecanic pierdut prin frecare la cuplare. Exista mai multe formule de calcul a acestei marimi, unele exacte altele aproximative, in functie de necesitati si de precizia cu care dorim sa lucram. Am ales pentru acest calcul, o formula ce tine cont de masa autovehiculului, a rapoartelor de transmitere al transmisiei principale si a primei trepte a schimbatorului de viteze si a razei de rulare.
L=357,3∗Ga∗r r
2
is12 i0
2 (7.3)
65
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Inlocuim In formula si obtinem:
L=357,3∗38000∗0 ,509❑2
17,43❑2 ¿3.66❑
2 =864,4 [J ]
Acum avem toate datele pentru a calcula mai departe cresterea de temeratura a ambreajului la fiecare cuplare.
Aceasta are urmatoarea formula:
∆ t=α∗Lc∗mp
(7.4)
Unde:
α: coeficientul care exprima partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al ambreajuluiα=0,5c: caldura specifica a pieselor din fonta si otelc=500 J/kg⁰Cm p: masa aproximativa a ambreajuluim p=2 kg
∆ t=0,5∗864,4500∗2
=0,43
7.3. Dimensionarea garniturilor de frecare
In functie de dimensiunile garniturilor de frecare, ambreajul poate transmite un anumit cuplu. Acest cuplu are urmatoarea relatie:
66
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
M acap=i∗F∗μ∗Rm=i∗F∗μ∗Re+Ri
2 (7.5)
unde Re : raza exterioara a suprafetei de frecare RI : raza interioara a suprafetei de frecare i : numarul suprafetelor de frecare μ: coeficientul de frecare F: forta normala de apasare
F=p0∗A=p0∗π∗(Re2−Ri
2) (7.6)
A: aria garniturii de frecare In continuare rezulta:
M acap=i∗p0∗μ∗π∗Re+R i
2(Re
2−Ri2) (7.7)
Pentru a avea o cuplare completa trebuie ca momentul de calcul sa fie egal cu cel capabil.
M c=M acap (7.8)
⟹ Re=3√ 2∗M c
μ∗i∗π∗p0∗(1−c2 )(1+c ) (7.9)
Unde c=RiRe
=0,53……0,75.
67
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Daca alegem o valoare spre inceputul intervalului, vom avea o difernta mai mare intre cele doua diametre, deci o variatie mai mare a vitezei unghiulare si implicit a uzurii. De aceea pentru automobile, ce sunt echipate cu motoare rapide, se recomanda utilizarea unei valori din partea superoara a intervalului.
Alegem c=0,7.Consideram μ=0,3 .
⟹ Re= 3√ 2∗3393∗103
0,4∗4∗π∗0 ,2∗(1−0,532 )(1+0,53)=170mm
⟹ Ri=170∗0,7=119mm
De=Re*2De=340 mmDi=Ri*2Di=238 mm
Valorile diametrului exterior si cel interior sunt standardizate pentru o adaptabilitate mai buna dispozitivului.
Alegem din STAS 7793-83 valorile:
De=350 mm si Di=195 mm
7.4. Calculul arcului de presiune
Pentru autocamioane se recomanda folosirea arcurilor periferice, pentru a avea o forat de apasare constanta pe toata circumferinta discului si pentru o modelare mai avantajoasa a caracteristicii de deplasare a fortei de apasare.
68
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
In acest caz forta de apasare va avea urmatoarea formula:
F=M c
i∗μ∗Rmed=
2∗M c
i∗μ∗(Re+Ri) (7.10)
Inlocuim si obtinem:
F= 2∗3393∗10004∗0,4∗(170+119)
=14675N
Pentru a asigura planeitatea si paralelismul suprafetelor de frecare precum si distributia cat mai buna a fortei de apasare sa adoptat folosirea unui numar cat mai mare de arcuri periferice elicoidale. In cazul de fata conform STAS 7067/1-87 sa adoptat folosirea a 24 de arcuri periferice.
Diametrul mediu al arcului si diametrul spirei trebuie alesedin conditie de solicitare pentru forta maxima care actioneaza la decuplarea ambreajului.
Astfel:
τ=8∗Fmax∗Dmedπ∗d3
∗ks (7.11)
Unde
Fmax=forta care actioneza pe un arc periferic
Dmed=diametrul mediu de asezare al arcurilor periferice
d-diametrul spirei arcului
ks=coeficient de curbura al spirelor
Fmax=Fna
(7.12)
na=numarul de arcuri ales conform STAS 7067/1-87.
69
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Valorile na, Dmed si d au fost alese din STAS 7067/1-87 fiind coespunzatoare utilizarii lor la ambreiajele ce transmit valori mari ale momentului motor.
Dmed=295 mm
d=5 mm
na=24
Fmax=611.5 N
c=Dmedd
=2955
=59
k s=4∗c−14∗(c−1)
+ 0,615c
(7.13)
k s=1,03
Inlocuind obtinem:
τ=8∗611,5∗295π∗53
∗1,03=897
Numarul spirelor active afecteaza comporterea si incarcarea arcurilor.Alegerea acestora se face in functie de forta necesara pentru actionarea arcurilor.
Determinarea numarului de spire se face cu formula:
Δf=8∗Dmed
2 ∗0,2∗Fmax∗nsG∗d 4
(7.14)
Unde:
Ns=numarul de spire
G=modulul de elasticitate transversal a materialului
70
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Gotel=8*104
Δf=8∗2952∗0,2∗611,5∗68∗104∗54
Δf=3,3mm
Numarul total de spire este dat de formula:
No=ns+2
N0= 8 spire
7.5 Dimensionarea discului de presiune
Pe langa functia de a prelua forta din arcurile perifericce si a o aplica discului de ambreaj, discul de presiune are si rolul de a disipa caldura aparuta in timpul cuplarii si decuplarii. Cu aceasta ultima conditie vom gasi dimensiunea caracteristica a placii, si anume inaltimea.
Formula pentru aceasta inaltime este:
hd=L∗α
c∗π∗ρ∗∆ t∗(r ed2 −rid2 ) (7.15)
Unde:
red=Re+4mm=174mm
71
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
rid=R i−4mm=115mm
ρ: densitatea medie a ambreajului
ρ=7800[ kgm3
]
⟹hd=864,4∗0,5
500∗π∗7800∗0,43∗(0,1742−0,1152 )=15mm
7.6 Calculul arborelui ambreajului
Dimensionarea arborelui se face din conditia de rezistenta la torsiune la momentul maxim al mototrului. Din aceasta ipoteza rezulta formula:
d i=3√ M c
0,2∗τat (7.16)
Pentru a putea determina acest diametru, mai intai trebuie sa alegem materiaul. Un material ce se incadreaza in cerintele problemei este 18MoCrNi13.
τ at=(0,6…0,7 )∗σ c
2…3 (7.17)
σ c=590MPa⟹ τat=200MPa
Acum avem toate datele pentru a calcula diametrul de baza.
72
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
d i=3√ 3393∗1030,2∗200
=43,9mm
Din STAS 7346-85 se alege d i=44 mm.De asemenea din STAS 6858-85 se alege numarul de caneluri in evolventa z=8 caneluri.
7.7 Calculul imbinarii dintre butucul discului condus cu arborele ambreiajului
Calculul imbinarii dintre arbore si butuc se face la strivire pe flancurile canelurilor si se face cu relatia:
σ s=k∗2∗M c
Dd∗h∗z∗L≤σas (7.18)
Unde:
k-coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri
k= 10,75
=1,33
Dd=diametrul mediu al canelurilor
Dd=D e+Di2
=52+442
=48mm
h=inaltimea portanta a canelurii
h=8 mm
L=lungimea de imbinare cu butucul discului condus
z-numarul de caneluri
σ s=1,33∗2∗339348∗8∗8∗47,66
≤σas
σ s=61,64MPa≤σ as
73
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
Condiţii generale impuse ambreiajului
În afară de condiţiile impuse ambreiajului la decuplare şi cuplare, acesta trebuie să mai îndeplinească următoarele:să aibă durata de serviciu şi rezistenţă la uzură cât mai mare;să aibă o greutate proprie cât mai redusă ; să ofere siguranţă în funcţionare; să aibă o construcţie simplă şi ieftină; parametrii de bază să varieze cât mai puţin în timpul exploatării; să aibă dimensiuni reduse, dar să fie capabil să transmită un moment cât mai mare; să fie echilibrat dinamic; să fie uşor de întreţinut.
Durata de funcţionare a ambreiajului depinde de numărul cuplărilor şi decuplărilor, deoarece garniturile de frecare se uzează mai ales la patinarea ambreiajului. La fiecare cuplare lucrul mecanic de frecare la patinare se transformă în căldură datorită căreia temperatura de lucru a garniturilor de frecare creşte. Experimental s-a constatat că la creşterea temperaturii de la 20C la 100C, uzura garniturilor de frecare se măreşte aproximativ de două ori.
BIBLIOGRAFIE
74
Nastase Gheorghita 8304 Proiect Automobile 2009
[1] Gh.Frăţilă - „Calculul şi construcţia automobilelor” –E.D.P. 1977
[2] C.Andreescu - „Curs Dimanica autovehiculelor”
[3]Stoicescu A.P. – „Dinamică autovehiculelor” vol.I –Ed. U.P.B. 1973
[4]A.Tudor,I.MarIn – „Ambreiaje şi cuplaje de siguranţă cu fricţiune.Îndrumar de
proiectare” –I.P.B.1985
[5]Auto Catalog 1998
[6]www.carblueprints.narod.ru
75