Embed Size (px)
DESCRIPTION
auto proiect croitorescu
Citation preview
UNIVERSITATEA POLITEHNICĂ BUCUREŞTIFACULTATEA de TRANSPORTURI
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE
-AUTOMOBILE PROIECT-
Îndrumător prof. dr. ing.: Croitorescu Valerian Student:Miloiu Alexandru Grupa: 8405 A Anul: IV
2012-2013
1
CUPRINS
A.Memoriu tehnic justificativPartea I-a1. Cap.I Alegerea şi analiza modelelor similare. Stabilirea modelului deautovehicul ce se va proiecta.
1.1Alegerea modelelor similare.1.2Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare.1.3Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori.1.4Analiza principalilor parametri masici.1.5Analiza parametrilor energetici.1.6Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta.1.7Histogramele modelelor similare
2. Cap.II Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici si a subansamblurilor acestuia.3. CapIII Predeterminara formei şi a dimensiunilor spaţiului util,inclusive a interiorului postului de conducere.4. CapIV Întocmirea schiţei de organizare general a automobilului de proiectat.5. Cap V
5.1 Determinarea poziţiei centrului de masă al automobilului atât la sarcina utilă nulă,cât şi la sarcina utilă constructivă maximă.
5.2 Determinarea încărcărilor la punţi şi a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere şi stabilitatea longitudinală,în strânsa legătură cu panta maximă impusă prin temă.6. CapVI Alegerea anvelopelor şi a jantelor.7. CapVII
7.1 Determinarea valorii coeficientului de rezistenta la rulare al pneului .7.2 Determinarea ariei sectiunii transversale maxime.7.3 Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului.7.4.Determinarea randamentului transmisiei.
8. CapVIII Determinarea rezistenţelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare în funcţie de viteza autovehiculului.9. CapIX
9.1 Predeterminarea si definitivarea caracteristicii de turaţie la sarcina totală a motorului din condiţia de viteză maximă în palier.
9.2 Alegerea motorului şi precizarea principalilor parametrii ai motorului ales.10. CapX
10.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisieiprincipale.10.2 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a SV*.
Partea a-II-aCalcul AmbreiajB: Materialul grafic va cuprinde:
1. Desen de ansamblu sumar al automobilului (trei vederi).2. Desen de ansamblu al ambreiajului (vedere laterală și secțiune longitudinală).
Bibliografie
2
Tema proiectului
Să se efectueze proiectarea generală funcțională ,privind dinamica tracțiunii și ambreiajul pentru un automobil având următoarele caracteristici:
Tip automobile: autoturismCaroserie: hatckbackNumar locuri: 5Masa utila/masa maxima: -Viteza maxima: 180 km/hPanta maxima: 40%Alte particularitati: MAS, 4x2 , punte motoare față
3
Capitolul 1Alegerea şi analiza modelelor similare. Stabilirea modelului de
autovehicul ce se va proiecta.
1.1 Alegerea modelelor similare
Potrivit datelor indicate în tema proiectului se vor alege un număr de 10 autoturisme care se încadrează în următoarele categorii:tipul caroseriei,numărul de locuri,viteza maximă,masa maximă și alte particularități.Aceste modele urmează să fie analizate în acest capitol conform datelor tehnice indicate de producător.
Tabel 1.1 Modele similare alese
Nr. Crt.
Model autoturism Specificații
1. Peugeot 307Anul 2007, 5 locuri, motor 1.6 S 16valve DOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maximă 189 km/h,masa maximă 1700 kg
2. Audi A3Anul 2008, 5 locuri, motor 1.6 8valve SOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maximă 185 km/h,masa maximă 1785 kg
3.Citroen C4 VTi 95
AttractionAnul 2011, 5 locuri,motor 1.4 16 valve DOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maximă 182 km/h,masa maximă 1720 kg
4. Fiat BravoAnul 2008, 5 locuri, motor 1.4 16 valve DOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maxima 179 km/h, masa maximă 1715 kg
5. Ford FocusAnul 2011, 5 locuri, motor 1.6 16 valve DOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maximă 190 km/h, masa maximă 1825 kg
6. Hyundai i30Anul 2007, 5 locuri,motor 1.4 16 valve DOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maximă 187 km/h, masa maximă 1720 kg
7. Opel AstraAnul 2007, 5 locuri,motor 1.6 16valve DOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maximă 190 km/h, masa maximă 1740 kg
8. Seat LeonAnul 2005, 5 locuri,motor 1.6 8valve SOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maximă 184 km/h, masa maximă 1690 kg
9. Volkswagen Golf VIAnul 2008, 5 locuri,motor 1.6 8valve SOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maximă 181 km/h, masa maximă 1770 kg
10. Renault MeganeAnul 2008, 5 locuri,motor 1.6 16valve DOHC,cilindrii 4 în
linie,viteza maximă 190km/h, masa maximă 1722 kg
4
1.2 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare.
Tabelul 1.2 Caracteristicile constructive ale modelelor similare
AutovehiculTip
caroserieNumăr locuri
Viteza maximă
TracțiunePoziționare
motorCutie viteze
Peugeot 307 hatchback 5 189 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
5+1
Audi A1 Sportback
hatchback 5 180 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
5+1
Citroen C4 VTi 95
hatchback 5 182 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
5+1
Fiat Bravo hatchback 5 179 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
6+1
Ford Fiesta hatchback 5 190 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
5+1
Hyundai i30 hatchback 5 187 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
5+1
Opel Astra hatchback 5 190 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
5+1
Seat Ibiza hatchback 5 187 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
5+1
VW Polo hatchback 5 177 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
5+1
Renault Clio hatchback 5 190 km/h Față,4x2Față,
transversalManuală
5+1
5
1.3 Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori.
Tabel 1.3 Parametrii dimensionali ai modelelor similare
AutovehiculLa
[mm]la
[mm]Ha
[mm]L
[mm]E1/E2 [mm]
C1/C2 [mm]
Hs [mm]
α1/α2 [grade]
Peugeot 3074211 1757 1530 2608 1505/151
3882/721 120 -
Audi A1 Sportback
3954 1746 1422 2469 1477/1471
808/677 168 -
Citroen C4 VTi 95
4329 1789 1489 2608 1522/1526
935/786 175 -
Fiat Bravo4336 1792 1498 2600 1510/151
4974/762 170 -
Ford Fiesta3950 1732 1496 2489 1478/148
0824/637 168 -
Hyundai i304245 1775 1480 2650 1538/153
6875/720 150 -
Opel Astra4249 1753 1460 2614 1488/148
8871/764 173 -
Seat Ibiza4052 1693 1445 2469 1465/145
7848/735 168 -
VW Polo3970 1682 1485 2470 1463/145
6839/661 102 13,3/19,5
Renault Clio3986 1707 1493 2575 1472/147
0805/606 120 -
LEGENDA: La – Lungimea totala a autovehiculului la – Latimea totala a autovehiculului L - Ampatamentul Ha – Inaltimea totala a autovehiculului E1/E2 – Ecartament fata/ ecartament spate C1/C2 – Consola fata/ consola spate hs – Garda la sol α1/α2 – Unghiul de atac/ unghiul de degajare
Lungimea totala( Lа): 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 totala (la): reprezintadistanta dintre doau plane verticale si paralel cu planul longitudinal de simetrie,tangente la autovehicul,de o parte si de alta a sa.In aceasta imensiune nu sunt introduce si oglinzile retrovizoare.
Inaltimea totala (Ha): reprezinta distanta dintre planul de sprijin orizintal tangent la partea superioara a autovehiculului fara incarcatura sicu pneurile umflate la presiunea indicate de producator.
6
Ampatamentul (L): reprezinta distanta dintre axele geometrice verticale ale puntilor autovehiculului.
Ecartamentul (E): reprezinta distanta dintre planele madiane ale rotilor aceleiasi punti.
Consola fata/spate (C1/C2): reprezinta distanta dintre doua plane verticale transversale care trece prin punctual extreme din fata al autovehiculului si axa puntii fata,respective,prin punctual extreme din spate si axa puntii spate.
Unghiul de atac/degajar (α1/α2): reprezinta unghiul format de calea de rulare cu tangenta la punctual din fata si punctual cel mai coborat al consolei fata,respective,cu tangenta la pneul din fata si punctual cel mai coborat al consolei spate.
Garda la sol (hs): reprezinta distanta,masurata pe verticala dintre partea cea mai de jos a sasiului autovehiculului complet incarcat si calea de rulare.
1.4 Analiza principalilor parametri masici
Tabel 1.4 Parametrii masici ai modelelor similare
Autovehiculm0
[kg]mmax
[kg]mu
[kg]ηu
m01
[kg/mm]m02
[kg/mm]m1/ m2
[kg]Peugeot 307 1279 1700 419 0.75 0.49 83.8
Audi A1 Sportback
1140 1490 350 0.76 0.46 70
Citroen C4 VTi 95
1200 1720 520 0.69 0.46 104
Fiat Bravo 1205 1715 510 0.70 0.46 102Ford Fiesta 1119 1500 381 0.74 0.45 76.2Hyundai i30 1268 1720 452 0.73 0.47 90.4Opel Astra 1165 1740 575 0.66 0.44 115Seat Ibiza 1040 1526 486 0.68 0.42 97.2VW Polo 996 1550 554 0.64 0.40 110.8
Renault Clio 1150 1675 525 0.68 0.44 105
LEGENDA: m0 - masa proprie mmax – masa maxima mu – masa utila ηu – coeficientul de tara m01 – valoarea masei proprii raportate la ampatament m02 – valoarea masei utile raportate la numarul de locuri m1 – masa puntii fata m2 – masa puntii spate
7
1.5 Analiza parametrilor energetic
Am ales modelele similare echipate cu motoare cu aprindere prin scanteie,aceasta conditie fiind impusa prin tema.
Tabel 1.5 Parametrii energetic ai modelelor similare
Autovehicul Tip motor
P/turmax
[CP/rot/min]M/turmax
[Nm/rot/min]Vt i Dispunere
cilindri
Peugeot 307 MAS 80/5800 147/4000 1587 cc 4 linie
Audi A1 Sportback
MAS 86.2/4800 160/3500 1197 cc 4 linie
Citroen C4 VTi 95
MAS 95/6000 136/4000 1397 cc 4 linie
Fiat Bravo MAS 90/5500 128/4500 1368 cc 4 linie
Ford Fiesta MAS 120/6000 152/4050 1596 cc 4 linie
Hyundai i30 MAS 109/6200 137/5000 1396 cc 4 linie
Opel Astra MAS 115.1/6000 155/4000 1598 cc 4 linie
Seat Ibiza MAS 104.9/5600 153/3800 1598 cc 4 linie
VW Polo MAS 85.2/5000 132/3800 1390 cc 4 linie
Renault Clio MAS 109.5/6000 151/4250 1598 cc 4 linie
LEGENDA: Vt - cilindreea i – numarul de cilindri P – puterea motorului turatiemax – turatie de putere maxima M –moment maxim al motorului turatiemax – turatie de moment maxim
8
Tabel 1.6 Parametri legati de combustibilul utilizat de modelele similare
AutovehiculCarburant
folosit
Emisii noxeCO2
[g/km]
Consum[l/100km]
Capacitaterezervor
[l]urban extraurban mixt
Peugeot 307 Benzină 174 10 5.8 7.4 60
Audi A1 Sportback
Benzină 118 6.2 4.4 4.1 45
Citroen C4 VTi 95
Benzină 140 8.2 4.9 6.1 60
Fiat Bravo Benzină 158 8.7 5.6 6.7 58
Ford Fiesta Benzină 139 7.9 4.7 5.9 45
Hyundai i30 Benzină 145 7.6 5.2 6.1 53
Opel Astra Benzină 169 8.7 5.2 6.5 52
Seat Ibiza Benzină 157 8.9 5.3 6.6 45
VW Polo Benzină 139 8.0 4.7 5.9 45
Renault Clio Benzină 160 9.0 5.4 6.7 55
9
1.6 Histogramele modelelor similare
Fig.1.7 Histograma lungimii totale a modelelor similare
4184 pana la 4215
4215 pana la 4246
4246 pana la 4277
4277 pana la 4308
4308 pana la 4339
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
La [mm]
La [mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentată mai sus alegem lungimea pentru automobilul ce urmează a fi proiectat între intervalul 4184-4215. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 4211 mm.
Fig.1.8 Histograma latimii totale a modelelor similare
1742 pana la 1762
1762 pana la 1782
1782 pana la 1802
1802 pana la 1822
1822 pana la 1842
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
la [mm]
la [mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem latimea pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 1762-1782. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 1762 mm.
10
Fig.1.9 Histograma inaltimii totale a modelelor similare
1421 pana la 1444
1444 pana la 1467
1467 pana la 1490
1490 pana la 1513
1513 pana la 1536
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
Ha [mm]
Ha [mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem inaltimea pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 1467-1490. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 1480 mm.
Fig.1.10 Histograma ampatamentului a modelelor similare
2513 pana la 2541
2541 pana la 2569
2569 pana la 2597
2597 pana la 2625
2625 pana la 2653
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
L [mm]
L [mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem ampatamentul pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 2597-2625. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 2608mm.
11
Fig 1.11 Histograma ecartamentului fata a modelelor similare
1488 pana la 1500
1500 pana la 1512
1512 pana la 1524
1524 pana la 1536
1536 pana la 1548
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
E1 [mm]
E1 [mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem lungimea ecartamentului fata pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 1500-1512. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 1505 mm.
Fig 1.12 Histograma ecartamentului spate a modelelor similare
1450 pana la 1470
1470 pana la 1490
1490 pana la 1510
1510 pana la 1530
1530 pana la 1550
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
E2[mm]
E2[mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem lungimea ecartamentului spate pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 1510-1530. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 1510 mm.
12
Fig 1.13 Histograma consolei fata a modelelor similare
862 pana la 885 885 pana la 908 908 pana la 931 931 pana la 954 954 pana la 9770.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
7.0
8.0
C1 [mm]
C1 [mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem lungimea consolei fata pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 862-885. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 880mm.
Fig 1.14 Histograma consolei spate a modelelor similare
720 pana la 742 742 pana la 764 764 pana la 786 786 pana la 808 808 pana la 8300.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
C2 [mm]
C2 [mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem lungimea consolei spate pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 786-808. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 800 mm.
13
Fig 1.15 Histograma garzii la sol a modelelor similare
102 pana la 117 117 pana la 132 132 pana la 147 147 pana la 162 162 pana la 1770.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
7.0
8.0
Hs [mm]
Hs [mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem garzii la sol pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 162-177.Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 165 mm.
Fig 1.16 Histograma masei proprii a modelelor similare
1165 pana la 1189
1189 pana la 1213
1213 pana la 1237
1237 pana la 1261
1261 pana la 1285
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
m0 [kg]
m0 [kg]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem masa proprie pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 1213-1237. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 1220 kg.
14
Fig 1.17 Histograma masei maxime a modelelor similare
1690 pana la 1716
1716 pana la 1742
1742 pana la 1768
1768 pana la 1794
1794 pana la 1820
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
mmax [kg]
mmax [kg]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem masa maxima pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 1716-1742. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 1740Kg.
Fig 1.18 Histograma masei utile a modelelor similare
452 pana la 477 477 pana la 502 502 pana la 527 527 pana la 552 552 pana la 5770.0
1.0
2.0
3.0
4.0
mu [kg]
mu [kg]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem masa utila pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 502-527. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 502 kg.
15
Fig 1.19 Histograma coeficientului de tara a modelelor similare
0.6 pana la 0.7 0.7 pana la 0.8 0.8 pana la 0.9 0.9 pana la 1.0 1.0 pana la 1.10.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
7.0
ηu [-]
ηu [-]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem coeficientul de tara pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 0.6-0.7. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 0.65.
Fig 1.20 Histograma coeficientului de tara a modelelor similare
0.44 pana la 0.45 0.45 pana la 0.46 0.46 pana la 0.47 0.47 pana la 0.48 0.48 pana la 0.490.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
m01 [kg/mm]
m01 [kg/mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem masa proprie raportata la ampatament pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 0.45-0.46. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 0.46 kg/mm.
16
Fig 1.21 Histograma masei utile raportate la nr. de locuri a modelelor similare
90 pana la 96 96 pana la 102 102 pana la 108 108 pana la 114 114 pana la 1200.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
m02 [kg/mm]
m02 [kg/mm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem masa utila raportata la nr de locuri pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 102-108. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 105 mm.
Fig 1.22 Histograma cilindreei modelelor similare
1368 pana la 1415
1415 pana la 1462
1462 pana la 1509
1509 pana la 1556
1556 pana la 1603
0.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
7.0
8.0
Vt [cmc]
Vt [cmc]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem cilindreea pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 1556-1603. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 1595cmc.
17
Fig 1.23 Histograma compresiei modelelor similare
10 pana la 11 11 pana la 12 12 pana la 13 13 pana la 14 14 pana la 150.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
7.0
Compresie
Compresie
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem compresia pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 10-11. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 11.
Fig 1.24 Histograma vitezei maxime a modelelor similare
179 pana la 182 182 pana la 185 185 pana la 188 188 pana la 191 191 pana la 1940.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
Viteza maximă [km/h]
Viteza maximă [km/h]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem viteza maxima pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 188-191. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 190 km/h.
18
Fig.1.25 Histograma capacitatii rezervorului a modelelor similare
55 pana la 57 57 pana la 59 59 pana la 61 61 pana la 63 63 pana la 650.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
Capacitate rezervor [l]
Capacitate rezervor [l]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem capacitatea rezervorului pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 59-61. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 60 l.
Fig 1.26 Histograma puterii motorului a modelelor similare
80 pana la 88 88 pana la 96 96 pana la 104 104 pana la 112 112 pana la 1200.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
Puterea [CP]
Puterea [CP]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem puterea pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 96-104. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 100 CP.
19
Fig 1.27 Histograma momentului motor a modelelor similare
128 pana la 134 134 pana la 140 140 pana la 146 146 pana la 152 152 pana la 1580.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
Momentul motor [Nm]
Momentul motor [Nm]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem momentul motor pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 146-152. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 150 Nm.
Fig 1.28 Histograma consumului mixt de carburant a modelelor similare
6 pana la 6.5 6.5 pana la 7 7 pana la 7.5 7.5 pana la 8 8 pana la 8.50.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
6.0
Consum mixt [l/100km]
Consum mixt [l/100km]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem consumul mixt pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 6,5-7. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 6,5 l/100km.
20
Fig 1.29 Histograma emisiilor de noxe a modelelor similare
140 pana la 148 148 pana la 156 156 pana la 164 164 pana la 172 172 pana la 1800.0
1.0
2.0
3.0
4.0
5.0
Emisii noxe CO2 [g/km]
Emisii noxe CO2 [g/km]
Nr
mod
ele
Din histograma prezentata mai sus alegem emisiile de noxe pentru automobilul ce urmeaza a fi proiectat între intervalul 156-164. Pentru modelul ce il vom studia vom alege valoarea de 160g/km.
21
Tabel 1.30 Indicatorii histogramelor si marimilor alese
Nr. Crt.
Marime Xmin Xmax K ΔtNr modele incadrate in interval
Intervalul ales
Xales
1 La [mm] 4184 4339 5 31 3 4184-4215 42112 la [mm] 1742 1842 5 20 3 1762-1782 17623 Ha [mm] 1422 1535 5 22 4 1467-1490 14804 L [mm] 2513 2653 5 28 4 2597-2625 26085 E1 [mm] 1488 1548 5 12 3 1500-1512 15056 E2 [mm] 1450 1550 5 20 4 1510-1530 15107 C1 [mm] 862 977 5 23 7 862-885 8808 C2 [mm] 720 830 5 22 4 786-808 8009 Hs [mm] 102 177 5 15 7 162-177 16510 m0 [kg] 1165 1285 5 24 3 1213-1237 122011 mmax [kg] 1690 1820 5 26 4 1716-1742 174012 mu [kg] 452 577 5 25 3 502-527 50213 ηu [-] 0.6 1.1 5 0.1 6 0.6-0.7 0.6514 m01 [kg/mm] 0.44 0.49 5 0.01 4 0.45-0.46 0.4615 m02 [kg/mm] 90 120 5 6 4 102-108 10516 Vt [cmc] 1368 1603 5 47 7 1556-1603 159517 Compresie 10 15 5 1 6 10-11 1118 Viteza maxima [Km/h] 179 194 5 3 4 188-191 19019 Capacitate rezervor [l] 55 65 5 2 5 59-61 6020 Puterea [CP] 80 120 5 8 4 96-104 10021 Momentul motor [Nm] 128 158 5 6 5 146-152 15022 Consum mixt [l/100km] 6 8.5 5 0.5 5 6.5-7 6.523 Emisii noxe CO2 [g/km] 140 180 5 8 4 156-164 160
1.7 Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta.
După analizarea celor 10 modele similare am observat că toate sunt organizate după soluția totul față cu motorul amplasat transversal.
Caroseria ce se va proiecta va fi de autoturism de tip hatckback cu 5 locuri.Motorul care se adoptă este impus prin temă de tip MAS. Viteza maxima nu va depasii
180 Km/h iar panta maxima va fi de 40%.
22
Capitolul 2Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici si a
subansamblurilor acestuia.
2.1 Predeterminarea parametrilor masici ai subansablurilor automobilului de proiectat
Tabel 2.1 Raportarea procentuala a principalelor subansambluri ce alcatuiesc autoturismul de proiectat
Nr Crt Subansamblu Pondere(%) Masa [Kg]1 Motor 10,1 123.222 Transmisie 4,5 54.93 Suspensie fata 6 73.24 Suspensie spate 4,6 56.12
5Roti cu mecanism de
franare7,9 96.38
6 Punte spate 3.7 45.147 Sistem evacuare 2,1 25.628 Echipament electric 2 24.49 Sistem directie 3.4 41.4810 Caroserie,usi,geamuri 46 561.211 Echipament auxiliar 1,2 14.6412 Roata de rezerva 1,7 20.7413 Scule 1,3 15.8614 Apa si ulei 1,5 18.315 Combustibil 4 48.8
Total 100 1220
23
21,6
5
6,52
22,55
8,18
10,4
822
,11
9,44
43,31
31,63
57,9
7,6864,28
14,3
5
7,68
57,97
18,3457,97
57,9
24,9
424
,51
13,1131,48
63,3
8
44,59
13,73 20,41
2.2 Predeterminarea parametrilor dimensionali ai subansamblurilor automobilului de proiectat
Tabel 2.2 Principalele dimensiuni ale subansamblelor automobilului de proiectatNr. Crt.
Subansamblu Forma atribuita (la scara 1:20)
1 Bara fata
2 Aripa fata
3 Portiera fata
4 Portiera spate
5 Aripa spate
24
11,01
9,81
20,8
3
R15,75
10 ,0 4
15 ,7 8
56,91 46,36
25 ,8 3
17 ,4 7
37,2621 ,5 9 21 ,5 9
38,75
25,83
17,5124,15
12,38
56,0
3
62,7
6
13,73
24,18
17,8924,18
6 Bara spate
7 Roata
8 Parte vitrata
9 Stalp fata
10 Stalp central
11 Stalp spate
25
19
1,3
8, 36
12,07
25.75
24.8
5
20.85
31,99
9,25
2,5
28 ,5
9,19
8,99
12 Radiator
13 Baterie
14 Motor+Anexe
15Ambreiaj+schimbator
de viteze
16 Rezervor
17 Suspensie spate
18 Punte fata
26
21.22
Capitolul 3Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusi a postului de
conducere
3.1 Predeterminarea formei automobilului de proiectat
Pentru a proiecta forma autoturismului trebuie sa tinem cont de mai multe aspecte. Sa tinut cont de caroserie care este impusa prin tema de tip hatckback,de modelele similar si de dimensiunile alese in capitolul anterior pe baza histogramelor si de motorul ce va echipa autovehiculul.Sa ales sa se proiecteze un automobil de clasa medie cu un design nu foarte sportiv, deoarece tema impune o viteza maxima de 180 km/h.In concluzie automobilul ce se va proiecta va arata in cele trei vederi ca in figurile de mai jos.
27
Fig 3.1 Vedere lateral
Fig 3.2 Vedere frontala
Fig 3.3 Vedere de deasupra
28
3.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului utilPredeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util trebuie sa aiba in vedere
conditiile de ergonomie. Aceste conditii se refera la dimensionarea 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 (solicitari care ar putea duce la aparitia bolilor profesionale) in timpul utilizarii acestuia si sa asigure, in acelasi timp, o vizibilitate corespunzatoare pentru o conducere sigura.
Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:
-Organizarea si dimensiunilor postului de conducere;-Amplasarea banchetelor si scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora;-Dimensiunile volumului util(portbagaj)-Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului . Organizarea si
dimensiunilor postului de conducere,amplasarea banchetelor si scaunelor pentru pasageri se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.
Valorile orientative pentru proiectarea finala au fost centralizate in tabelul urmator:
Tabel 3.1 Predeterminarea formei si dimensiunilor habitacluluiDimensiune Valoare aleasa
[mm]Latime scaun sofer+pasager 550Inaltime scaun sofer+pasager 1400Latime sezut spate 550
3.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor interiorului postului de conducere
Dimensiunile principale ale postului de conducere al conducatorului auto si limitele de amplasare a organelor de comanda manuala la autoturisme se aleg conform STAS 6689/1-81 , astfel încât acestea sa fie în permanenta în raza de actiune determinata de dimensiunile antropometrice ale conducatorului auto.În fig. 3.1 sunt prezentate, dupa recomandarile STAS 12613-88 dimensiunile postului de conducere , iar în tabelul 3.2 sunt prezentate limitele de modificare a acestor marimi.Punctul R defineste punctul de referinta al locului de asezare si reprezinta centrul articulatiei corpului si coapsei unui manechin bidimensional , conform STAS 10666/3-76. În ceea ce priveste postul de conducere , pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului cu comenzile se aplica metoda recomandata de STAS 12613-88 si norma ISO 3958-77 care stabileste o înfasuratoare a distantelor maxime de actiune ale unei mâini a conducatorului asezat pe scaun, cu cealalta mâna pe volan si piciorul drept pe pedala de acceleratie, având montata o centura de siguranta cu trei puncte de sprijin.
29
Fig. 3.1 Manechin bidimensional confor STAS 8003-27
Tabel 3.2 Valorile dimensiunilor postului de conducereDimensiunea Limitele admisibile
pentru autoturismeValoarea adoptata
Unghiul de inclinare spre inapoi, β[°] 9…33 28Distanta verticala de la punctul R la punctul
calcaiului, Hz[mm]130…320 207.6
Cursa orizontala a punctului R [mm], Hx[mm] min 130 723.4Diametrul volanului, D[mm] 330…600 390
Unghiul de inclinare a volanului, α[°] 10…70 35Distanta orizontala intre centrul volanului si
punctul calcaiului, Wz [mm]660…152 650
Distanta verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului, Wx [mm]
530…838 335.8
30
CAPITOLUL 5Determinarea pozitiei centrului de masa al autovehiculului
Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relatiile:
xG=∑j=1
Ns
x j m j
∑j=1
N0
m j si
zG=∑j=1
Ns
z j m j
∑j=1
Ns
m j;
in care m j este masa subansamblului in kg;
x j , z j - coordonatele centrului de greutate al subansamblului j,fata de sistemul de axe, xoz , ales in mm.
In legatura cu pozitia centrului de masa pentru o persoana asezata pe scaun: -in cazul scaunelor fixe, centrul de masa se afla la distanta de 50 mm fata de punctual R, iar in cazul scaunelor reglabile aceasta distanta este de 100 de mm; -inaltimea centrului de masa, pe verticala, fata de punctual R, are valoarea medie de 180 mm.
Pozitia centrului de masa al automobilului se va determina in doua situatii:
–automobilul cu conducator, fara pasageri si fara incarcatura;
Valorile centrelor de greutate pentru autovehicululdescarcat:
xG0
=851.73
zG0=625,48
– automobilul incarcat complet cu sarcina utila.
Valorile centrelor de masa pentru autovehiculul incarcat
xG
a=983,03
zG
a=613,16
31
Tabel 5.1 Componente luate in considerare pentru aflarea pozitiei centrului de masa al caroseriei
Nr. Componenta
Masa [Kg] x [mm] z [mm]mi*xi
[mm*kg]mi*zi
[mm*kg]1 2,1 532,71 405,13 1118.691 850.7732 0,9 38,82 661,33 34.938 595.1973 15,5 963,46 820,34 14933.63 12715.274 10,8 1995,59 927,68 21552.37 10018.945 2,2 2630,62 1203,21 5787.364 2647.0626 1,9 3082,19 500,45 5856.161 950.8557 19 2590 302,6 49210 5749.48 19 0 302,6 0 5749.49 12,4 1543,2 1166,43 19135.68 14463.7310 5,1 499,32 1107,36 2546.532 5647.53611 7,3 1444,17 1107,36 10542.44 8083.72812 5,5 2430,33 1125,38 13366.82 6189.59
Masa componentelor ce nu au fost
luate in considerare
222,3 - - - -
Masa totala a caroseriei
324 - - - -
Gc=pozitia centrului de masa al caroserieix
Gc=∑ mi∗x i
∑ mi
=1394,76 z
Gc=∑ mi∗y i
∑ mi
=724,301 Gc( 1394,76 ; 724,301 )
32
Tabel 5.2 Componentele luate in considerare pentru aflarea pozitiei centrului de masa al autovehiculului
Nr Component
aMasa [Kg] x [mm] z [mm]
mi*xi
[mm*kg]mi*zi
[mm*kg]
1 128 192 578 24576 739842 7 606,8 521,4 4247.6 3649.83 63 130,6 464,8 8227.8 29282.44 21 98 337,2 2058 7081.25 5 0 302,6 0 15136 3 2590 302,6 7770 907.87 19 2876 572,4 54644 10875.68 2 1999,6 301,4 3999.2 602.89 0,5 160 815,4 80 407.710 4,7 0 609,8 0 2866.0611 4,7 2590 623,8 12173 2931.8612 75 983,4 499,6 73755 3747013 75 1907,2 624,6 143040 4684514 16,2 1309 368,4 21205.8 10342.0815 12,6 2193,4 536 27636.84 6753.616 11,2 381,2 668,6 4269.44 7488.3217 35 2750.8 878.2 96278 30737Gc 324 1394,76 724,301 451902.2 234673.5
Masa componentelor ce nu au fost luate in considerare
448 - - - -
Masa totala 1220 - - - -
G0=pozitia centrului de masa al autovehiculului fara conducator, fara pasageri si fara incarcaturax
G0=∑ mi∗x i
∑ mi
=871,53 z
G0=∑ mi∗y i
∑ mi
=625,48 G0 (871,53 ; 625,48 )
Ga=pozitia centrului de masa al automobilul incarcat complet cu sarcina utilax
Ga=∑ mi∗x i
∑mi
=983,03 z
Ga=∑ mi∗y i
∑ mi
=613,16 Ga (983,03 ; 613,16 )
33
5.2 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale
Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut in vedere si parametrii geometrici ai capacitatii de trecere.Definirea 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 in tema de preoiect.
Tabel 5.3 Parametrii geometrici ai capacitatii de trecereTip automobil Garda la sol, mm Unghiu de atac, grade Unghiul de degajare, grade
Autoturism 150...200 20...30 15...20
Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt, in general, la urcarea
pantei maxime impusa in tema de proiectare ( pmax= tgpmax ).Expresiile unghiului limita de patinare sau de alunecare(cand rotile motoare ajung la
limita de aderenta) sunt :-tractiune fatapanta maxima impusa prin tema 40%
b=1630.4L=2608hg=600
tg αpa=ϕx
bL
1+hgL
ϕx
;
ϕ x=0. 75
tg αpa=0 .75
1630 .426081+0 . 2⋅0 .75
=0 .40
La deplasarea pe drumul cu panta maxima impusa prin tema nu trebuie sa se produca rasturnarea automobilului.unghiul limita de rasturnare este dat de relatia:
α pr=arctg(bhg );
α pr=0. 69 ;Conditiile de stabilitate longitudinala, la deplasarea automobilului pa panta maxima impusa sunt:
α pr≥α pa≥α p max ;0 .69≥0 . 40≥0 .40
34
Capitolul 5
5.1 Determinarea încărcărilor la punţi
Utilizând coordonatele centrelor de masă ale automobilului în cele două situaţii de încărcare se determină încărcările statice la cele doua punţi în cele două situaţii de încărcare
5.1.1 Determinarea încărcărilor la punţi pentru autovehiculul descărcat
(5.1)
(5.2)
G0=m0⋅g=9 . 81⋅1220=1196. 82[ daN ] (5.3)
a0= 1172 mm; L=2608 mm;
G1. 0=2608−11722608
⋅1196 , 82=659 . 01[ daN ]
G2 .0=11722608
⋅1196 ,82=537.83 [daN ]
5.1.2 Determinarea încărcărilor la punţi pentru autovehiculul încărcat
(5.4)
(5.5)
(5.6)
a=1412 mm L=2608 mm
G1 , a=2608−14122608
⋅1706 . 94=782 , 78[ daN ]
35
G1,0=b0
LG0=
L−xg 0
L⋅m0⋅g; [ daN ]
G2,0=a0
LG0=
xg 0
L⋅m0⋅g ; [daN ]
G1 , a=bL⋅Ga=
L−xg
L⋅ma⋅g; [daN ]
G2 , a=aL⋅Ga=
xg
L⋅ma⋅g ;[ daN ]
Ga=g⋅ma=9. 81⋅1740=1706 . 94 [daN ]
G2 .0=14122608
⋅1706 . 94=924 . 15[ daN ]
În relaţiile de mai sus avem1:
G1,0 – încărcarea la puntea din faţă pentru autovehiculul neîncărcat;
G2,0 – încărcarea la puntea din spate pentru autovehiculul neîncărcat;
G1,a – încărcarea la puntea din faţă pentru autovehiculul încărcat la maxim;
G2,a – încărcarea la puntea spate pentru autovehiculul încărcat la maxim;
L – ampatamentul autovehiculului;
xg – distanta pe axa Ox faţă de origine a centrului de greutate al autovehiculului.
g– acceleraţia gravitaţională
5.2 Determinarea încărcărilor procentuale la punţi5.2.1 Determinarea încărcărilor procentuale la punţi pentru autovehiculul descărcat
G0 = 1196.82 [daN]
G1,0[%] = G1,0 [daN ]G0[daN ]
∙100 (5.7)
G1,0[%] = 659.011196.82
∙100 = 55.06 %
G2,0 = 100 – G01[%] (5.8)G2,0 = 100 – 55.06 = 44.94 %
5.2.2 Determinarea încărcărilor procentuale la punţi pentru autovehiculul încărcat
Ga = 1706.94 [daN]
G1,a[%] = G1 a[daN ]G a[daN ]
∙ 100 (5.9)
G1,a[%] = 782,78
1706,94 1∙100 = 45.85 %
G2,a = 100 – G1[%] (5.10)G2,a = 100 – 45.85= 54.15 %
Tabelul 13 Încărcările nominale şi relative la cele două punţi ale autovehiculului
1 Formule:Curs Dinamica Autovehiculelor-Andreescu Cristian
36
Starea de
încărcare
G01(1)
[daN]
G02(2)
[daN]
G01 (1) %
[%]
G02 (2 )%
[%]
Descărcat 659.01 537.83 55.06 44.94
Încărcat 782.78 924.15 45.85 54.15
5.3 Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere a automobilului
Parametri geometrici ai capacitatii de trecere:-Garda la sol: hs=165mm-Unghiul de atac: α1=13°-Unghiul de degajare: α2=27°-Raza longitudinala de trecere: 4581 mm-Raza transversala de trecere: 1354mm
Valorile se determina pe baza histogramelor realizate in capitolul 1, iar valorile au fost alese in intervalele unde s-au încadrat cele mai multe din modelele similare.Pentru valoarea razei longitudinale de trecere s-a ales o valoare mai mica deoarece o rază mai mică determină o capacitate de trecere a automobilului mai bună
Fig 15 Parametri geometrici ai capacitatii de trecere,vedere lateral
37
Fig 16 Parametri geometrici ai capacitatii de trecere,vedere frontală
Parametrii care definesc capacitatea de trecere a automobilului2 :- garda la sol [hs] – reprezintă distanţa măsurată pe vericală, dintre partea cea mai de jos a
autovehicului complet încărcat si calea de rulare- raza longitudinală de trecere [ρl] – reprezintă raza suprafeţei cilindrice convenţionale
tangentă la roţile din faţă şi din spate, precum şi la punctul cel mai coborât al autovehicului situat in zona ampatamentului
- raza transversal de trecere [ρt] - reprezintă raza suprafeţei cilindrice convenţionale tangentă la roţile aceleiaţi punţi şi la punctul cel mai coborât al autvehicului situate în zona ampatamentului
- unghiul de atac [α1] reprezintă unghiul format de calea de rulare cu tangenta la pneul faţă şi punctul cel mai coborât al consolei faţă
- unghiul de degajare [α2] reprezintă unghiul format de calea de rulare cu tangenta la pneul din spate şi punctul cel mai coborât al consolei spate
5.4 Determinarea parametrilor ce definesc stabilitatea longitudinală, în strânsă legătură cu panta maximă impusă prin temă
Încă din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut în vedere si parametrii geometrici ai capacităţii de trecere.Definirea lor este încheiată odată cu întocmirea schiţei de organizare generală şi a desenului de ansamblu.
Unghiul de rampă trebuie să fie cel puţin egal cu unghiul pantei maxime impuse în tema de preoiect.
Condiţiile cele mai dificile la înaintare, pentru automobile sunt, în general, la urcarea
pantei maxime impusă în tema de proiectare ( pmax= tgpmax ).Expresiile unghiului limita de patinare sau de alunecare(când roţile motoare ajung la
limita de aderenţă) sunt :
2 Laborator 1 Dinamica Autovehiculelor
38
-tracţiune faţă-panta maximă impusă prin temă 40%
b=1196L=2608hg=600
(5.11)
-αpa – unghiul limită la patinare [0]-φx – coeficient de aderenţă longitudinal [-]-L – ampatamentul [mm]-b – distanţa de la centrul punţii spate la centru de greutate [mm]-a – distanţa de la centrul punţii faţă la centrul de greutate [mm]-hg – înălţimea centrului de greutate [mm]
Tabel 14 Valorile coeficientului de rulare3
Calea de rulare Coeficientul de aderenţă φx pentru pneuri
Denumire Stare Înaltă presiune Joasă presiuneCapacitate mare de
trecere
Beton/asfalt
uscat 0,50 … 0,70 0,70…0,80 (1,00) 0,70…0,80 (1,00)umed 0,35 … 0,45 0,45 … 0,55 0,50 … 0,60
cu mâzgă 0,25 … 0,45 0,25 …0,40 0,25 … 0,45
Am ales valoarea 0.75 pentru coeficientul de aderenţă ,corespunzător unui drum uscat
ϕ x=0. 75
tg α pa=0 .75
119626081+0 . 2⋅0 .75
=0 .41
tg α pa =41◦
La deplasarea pe drumul cu panta maxima impusa prin tema nu trebuie sa se produca rasturnarea automobilului.unghiul limita de rasturnare este dat de relatia: (5.12)
α pr=arctg(bhg );
α pr=69∘;-αpr – unghiul limită la răsturnare [0]
3 Stoicescu A.P.-“Dinamica autovehiculelor” vol.I –Ed. U.P.B. 1973
39
tg αpa=ϕx⋅
bL
1+hg
Lϕ x
Conditiile de stabilitate longitudinala, la deplasarea automobilului pa panta maxima impusa sunt:
α pr≥α pa≥α p max ;69∘≥41∘≥40∘
Observatii si concluzii:
40
Bibliografie:
41
CAPITOLUL 6Alegerea anvelopelor si a jantelor
Pneurile pentru autovehicule se fabrică într-o mare varietate de tipodimensiuni de aceea
legerea pneurilor pentru autovehiculul de proiectat se face în funcţie anumite directive şi anume:
de încărcarea statică maxima admisă pe fiecare pneu. Pentru calcularea încărcării trebuiesc
parcurse mai multe etape şi anume:
se alege numărul de pneuri pentru fiecare punte: în cazul nostru soluţia aleasă este cea cu
două roţi pe fiecare punte aşa cum se observă şi de la modelele similare deoarece
încărcărea pe punţi nu impune o altă soluţie;
în continuare se calculează încărcarea statică pe un pneu de la puntea faţă şi pe un pneu
de la puntea spate în două situaţii când avem: autovehicul descărcat şi autovehicul
complet încărcat.
Incarcarile statice la cele doua punti, corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt:
Tabelul 15 Încărcările nominale şi relative la cele două punţi ale autovehiculului
Starea de
încărcare
G01(1)
[daN]
G02(2)
[daN]
G01 (1) %
[%]
G02 (2 )%
[%]
Descărcat 659.01 537.83 55.06 44.94
Încărcat 782.78 924.15 45.85 54.15
Fiind ales numarul de pneuri la fiecare punte, incarcarea statica pe pneu corespunde sarciniii utile maxime calculata, va fi:
Z pj=G j
N pnj
, j=1 , N p; (6.1)
-pentru autoturism gol:
42
ZP 1. 0=659 . 01
2=329 . 50[ daN ]
ZP 2.0=537 . 83
2=268. 91[ daN ]
-pentru autoturism incarcat:
ZP 1=782. 78
2=391. 39[ daN ]
ZP 2=924 . 15
2=462 .07 [ daN ]
Npj – număr de pneuri la puntea j
Gj – încărcarea la puntea j
Zpj – încărcarea statică la pneu la puntea j
Np – numărul de punţi
Capacitatea portanta necesara a pneului(definita ca fiind incarcarea radiala maxima suportata de acesta) va fi:
Qpnec=(max Z pj )/ kg;Qpnec=
462. 070 . 90
=513 . 41[daN] (6.2)
unde: kg = 0.90 – pentru autoturisme;Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitate portanta
Qp≥Qpnec ;
dar cat mai aproape de Qpnec .
6.1 Alegerea latimii anvelopelor utilizand metoda histogramelor.
Privind modelele similare alese am realizat pe baza caracteristicilor acestora un tabel care contine frecventa modelelor similare in anumite interval ale latimii anvelopelor.
Tabel 16 Frecventa modelelor similar in intervalele latimii anvelopelor.
Interval Numar de modele184 - 193 1193 - 202 3202 - 211 2211 - 220 1220 - 229 3
43
Fig.17 Histograma latimii anvelopelor.
184 - 193 193 - 202 202 - 211 211 - 220 220 - 2290
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma latimii anvelopelor
Interval de latimi[mm]
Num
ar d
e m
odel
e
Se observa faptul ca avem doua interval de latimi de anvelopa in care avem cate 3 modele similare, respectiv 193-202 mm si 220-229 mm.Modelul ce va fi proiectat va avea latimea benzii de rulare din flanc in flanc cuprinsa in intrevalul 193-202 mm si mai précis 195 mm.
6.2 Alegerea dimensiunii jantei utilizand metoda histogramei.
Tabel.17 Frecventa diametrului jantei in intervale:
15 - 16 5
16 - 17 4
17 - 18 1
Fig 18.Histograma diametrului jantei anvelopelor:
44
15 - 16 16 - 17 17 - 180
0.51
1.52
2.53
3.54
4.55
Histograma diametrului jantei anvelopelor
Intervalele diametrelor jantelor [inch]
Num
ar d
e m
odel
e
Se observa faptul ca cele mai multe modele similare alese au diametrul jantei de 15 inch. Din aceasta cauza valoarea diametrului jantei a modelului ce va fi proiectat va avea si el aceasta valoare.Din catalogul firmei PIRELLI s-a ales anvelopa 195/60R15 88T195 – lătimea benzii de rulare (Bu) [mm]60 – raportul nominal de aspect [%]R – constructie radială15 – diametrul de aşezare al pneului [ inci]88 – indicele de sarcină la utilizarea simplăT – indicele de viteză [T – 190 km/h]
De asemenea, se precizeaza principalele caracteristici ale pneului ales:-simbolizare anvelopa:195/60 R15
-latimea sectiunii pneului: Bu=185mm
-diametrul exterior,De , si raza libera,r0 ,in mm;r0=0 .5 De ;
δna=HBu
=0 . 6⇒H=60100
195⇒ H=117mm (6.3)
De=D j+2 H ⇒25 . 4⋅16+2⋅117⇒D e=640 .4 mm (6.4)r0=320 . 2mm
-raza statica,r s ,sau raza dinamica,rd ,in mm;r s=0. 94⋅320 .2⇒ rs=300 . 9mm (6.5)
-raza de rulare,rr ,ce se poate determina prin:rr =1.04 300.9; rr =312.9 mm (6.6)
-lungimea circumferintei de rulare, Lcrul ,indicata in catalog, in mm;
45
rr=Lcrul
2 Π ; (6.7)
- valoarea razei libere si a presiunii aerului din pneu ( pa ):rr= λ⋅r 0
(6.8)
unde λ este un coeficient de deformare, cu valorile, λ =0.930..0.935;
- valoarea razei statice, r s , in cazul anvelopelor de dimensiuni mediirr = 1.02 r s -pentru anvelope diagonale;rr = 1.04 r s - pentru anvelope radiale;-capacitatea portanta a pneului ,Qp, in kg(daN) si presiunea aerului din pneu
corespunzatoare, pa , in bari;
-viteza maxima de exploatare a pneului ,V max , care trebuie sa indeplineasca conditia: V max p≥V max .
Observatii si concluzii:Anvelopele în construcţie radială prezintă următoarele avantaje faţă de cele în construcţie
diagonală şi anume:− durabilitate semnificativ mai mare;− capacitate portantă mai mare la aceeaşi masă a anvelopei;− rezistenţă la rulare mai redusă;− comportare mai bună la acvaplanare;− comportare mai buna la frânare pe cale umedă;− coeficient de rezistenţă la deviere mai mare la aceeaşi presiune a aerului din anvelopă;− confort mărit la oscilaţii la viteze mari pe autostrăzi.
46
Bibliografie:
1. Rumsiski L.Z. - ‘’Prelucrarea matematică a datelor experimentale’’ , Editura Tehnică,
Bucuresti 1974
2. Aurel P.Stoicesu – ” Proiectarea performantelor de tractiune si consum ale
automobilelor” , Editura tehnică, București ;
3.http://www.contionline.com/generator/www/ro/ro/continental/automobile/
sectiuni/hidden/downloads/tyre_basic_information_ro.pdf
4.http://www.michelintransport.com
5.http://www.iTyre.com
47
Capitolul 7Calculul de tractiune al autovehiculului
de proiectat7.1 Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare al 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:
f=f0+f01*V+f02*V2 (7.1)
-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 foarte joasa 195/60R15, valorile coeficientilor de rezistenta la rulare sunt:
-f0=1.6115*10-2
-f01=-9.9130*10-6h/km-f02=2.3214*10-7h2/km2.
Pentru o gama de viteze se determina coeficientul de rezistenta la rulare f=f(V), valori care se trec in tabelul 7.1.
Tabelul 18 Variatia coeficientului de rezistenta la rulare in functie de viteza
48
V[km/h] 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
110
120
130
140
150
160
170
180
f(V)0.
0161
15
0.01
6237
0.01
6406
0.01
6621
0.01
6882
0.01
7191
0.01
7545
0.01
7946
0.01
8393
0.01
8887
0.01
9427
0.02
0014
0.02
0647
0.02
1326
0.02
2052
0.02
2825
0.02
3643
0.02
4509
0.02
5420
Grafic 1 Variatia coeficientului la rulare în functie de viteză
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 1800
0.005
0.01
0.015
0.02
0.025
0.03
Variatia coeficientului la rulare în functie de viteză f(V)
Viteza-V [km/h]
Coef
. d
e re
zist
enta
la
ru
lare
-f
49
50
Incarcarile statice la cele doua punti, corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt:
Pentru autoturismul gol:
G1,0=a0
LG0 ;
G2,0=b0
LG0
G0=9 . 81⋅1220=11968 .2 N;
a0=872mmL=2608 mm;
G1. 0=8722608
⋅11968. 2=4001 . 6N
b0=1741 mmL=2608 mm
G2 .0=17412608
⋅11968. 2=7989 .5mm
Respectiv pentru autoturismul incarcat
51
G1=aL
Ga ;
G2=bL
Ga
Ga=9 . 81⋅1740=17069. 4 N
a=983.03 mm L=2608 mm
G1=983 . 032608
⋅17069 . 4=8114N
b=1630.4 mmL=2608 mm
G2=1630 . 42608
17069 . 4=10671N
Fiind ales numarul de pneuri la fiecare punte, incarcarea statica pe pneu corespunde sarciniii utile maxime calculata, va fi:
Z pj=G j
N pnj
, j=1 , N p;
-pentru autoturism gol:
ZP 1. 0=4001 . 6
2=2000 .8
N
ZP 2.0=7989 .5
2=3994 . 75
N-pentru autoturism incarcat:
ZP 1=8114
2=4057
N
ZP 2=10671
2=5335 .5
NCapacitatea portanta necesara a pneului(definita ca fiind incarcarea radiala maxima
suportata de acesta) va fi:
Qpnec=(max Z pj )/ kg;Qpnec=
40570 . 90
=4507N=560kg
unde: kg = 0.90 – pentru autoturisme;Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitate portanta
Qp≥Qpnec ;
dar cat mai aproape de Qpnec .
52
De asemenea, se precizeaza principalele caracteristici ale pneului ales:-simbolizare anvelopa;195/60 R16-latimea sectiunii pneului;
-diametrul exterior,De , si raza libera,r0 ,in mm;r0=0 .5 De ;
δna=HBu
=0 . 6⇒H=60100
195⇒ H=117mm
De=D j+2 H ⇒25 . 4⋅16+2⋅117⇒D e=640 .4 mmr0=320 . 2mm
-raza statica,r s ,sau raza dinamica,rd ,in mm;r s=0. 94⋅320 .2⇒ rs=300 . 9mm
-raza de rulare,rr ,ce se poate determina prin:rr =1.04 300.9; rr =312.9 mm
-lungimea circumferintei de rulare, Lcrul ,indicata in catalog, in mm;
rr=Lcrul
2 Π ;
- valoarea razei libere si a presiunii aerului din pneu ( pa ):rr= λ⋅r 0
unde λ este un coeficient de deformare, cu valorile, λ =0.930..0.935;
- valoarea razei statice, r s , in cazul anvelopelor de dimensiuni mediirr = 1.02 r s -pentru anvelope diagonale;rr = 1.04 r s - pentru anvelope radiale;-capacitatea portanta a pneului ,Qp, in kg(daN) si presiunea aerului din pneu
corespunzatoare, pa , in bari;
-viteza maxima de exploatare a pneului ,V max , care trebuie sa indeplineasca conditia: V max p≥V max .
53
Capitolul 7Calculul de tractiune al autovehiculului
de proiectat
7.1 Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare al pneurilor
54
Capitolul 7Calculul de tractiune al autovehiculului
de proiectat
7.1 Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare al 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:
55
f=f0+f01*V+f02*V2 (7.1)
-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 foarte joasa 195/60R15, valorile coeficientilor de rezistenta la rulare sunt:
-f0=1.6115*10-2
-f01=-9.9130*10-6h/km-f02=2.3214*10-7h2/km2.
Pentru o gama de viteze se determina coeficientul de rezistenta la rulare f=f(V), valori care se trec in tabelul 7.1.
Tabelul 7.1 Variatia coeficientului de rezistenta la rulare in functie de viteza
V[km/h] 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
200
210
220
f(V)
0.01
6115
0.01
6237
0.01
6406
0.01
6621
0.01
6882
0.01
7191
0.01
7545
0.01
7946
0.01
8393
0.01
8887
0.01
9427
0.02
0014
0.02
0647
0.02
1326
0.02
2052
0.02
2825
0.02
3643
0.02
4509
0.02
5420
0.02
6378
0.02
7383
0.02
8433
0.02
9531
Grafic 7.1 Variatia coeficientului la rulare în functie de viteză
56
2.247 m2
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 1001101201301401501601701801902002102200
0.005
0.01
0.015
0.02
0.025
0.03
0.035
Variatia coeficientului la rulare în functie de viteză f(V)
Viteza-V [km/h]
Co
ef. d
e re
zist
enta
la
ru
lare
-f
7.2 Determinarea ariei sectiunii transversale maxime a autovehicululuiAria sectiunii transversale „A” se va calcula prin doua metode:1)PlanimetrareaConsta in determinarea ariei proiectiei frontale din desenul de reprezentare frontal al
autovehicului.
Aria rezultata din planimetrare, cu programul AutoCAD , a fost de 1,796 m2.
57
Fig 7.1
In concluzie aria pe care o vom adopta mai departe in calcule si care este cea maiapropiata de modelul ales, este cea aflata prin planimetrare.2)Calcul
A=C f⋅(Ha−hb)⋅la+N pn⋅hb⋅Bu [m2] (7.2)
A=0 .89⋅(1. 510−0. 165 )⋅1 .762+2⋅0 .165⋅0 .195
A=2.386 [m2 ]
Unde: - Bu -latimea sectiunii anvelopei;Bu =0.195m
- hb -inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale;hb =0.165 m
-la - latimea automobilului;la =1.762 m
- N pn - numarul de pneuri;
N pn =2
-C f - coeficient de forma (
C f =0.89 pentru autoturisme)Se va lucra mai departe cu aria calculata deoarece este mai precisa.
7.3 Determinarea coeficientului de rezistenta al aeruluiValoarea coeficientului de rezistenta a aerului se adopta din tabelul urmator:
Tabelul 7.2 Valorile coeficientului de rezistenta a aerului in functie de arieTipul A [m2] cx
Automobil sport 1.0…1.3 0.20…0.25Automobil cu caroserie inchisa 1.6…2.8 0.30…0.50Autoturism 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
Tinand seama de modelele asemanatoare, adoptam astfel pentru autovehiculul de proiectat un coeficient de rezistenta al aerului cx=0.43.
7.4.Determinarea randamentului transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului, puterea dezvoltata de motor trebuie sa fie transmisa la rotile motoare ale acestuia. Transmiterea miscarii de la motor pana la rotile motoare se face prin intermediul organelor transmisiei, care consuma o parte din energia transmisa pentru a
58
acoperi pierderile produse prin frecari. Aceste pierderi se pot evidentia prin randamentul transmisiei ηt.
Randamentul schimbatorului de viteze creste odata cu momentul transmis si scade la cresterea turatiei.
Vom considera conform recomandarileor din lucrarea bibliografica randamentul transmisiei ηt = 0,92.
CAPITOLUL 8 De Facut
59
Capitolul 9Predeterminarea caracteristicii la sarcina
totala a motorului.Alegerea motorului autovehiculului impus prin tema
9.1 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 automobilului V max=180 km /h , la deplasarea acestuia in treapta de viteza cea mai rapida (priza directa sau echivalentul ei), in palier. Ppentru a avea o anumita acoperire, din punc de vedere a puterii, se
poate admite ca atingerea lui V max se btine pe o foarte mica panta, p0=( 0.05 . .. 0 .3 ), rezultand in
acest fel o putere maxima (Pmax ) ceva mai mare decat inncazul ( p=0 ).
Bilantul de putere este:Pr=ηt⋅P=Prul+Pp+Pa+Pd
pentru V=V max , rezulta ca
dvdt
=0 si deci Pd=0
ηt⋅PV max= 1
360⋅[ f (V max)⋅G a¿cos α p0
¿V max +Ga ¿ sin α p0¿V max+
k⋅A⋅V max3
13 ]mai departe se va determina puterea motorului corespunzatoare vitezei maxime din
relatia de mai sus
PV max=
V max
ηt ¿360¿ [ f (V max )⋅Ga ¿cosα p0
+G a¿ sin α p0+
k⋅A⋅V max2
13 ]PV max
=1800 . 92⋅360 [0 .0254⋅1740⋅0 . 99+1740⋅0 . 029+0 . 0264⋅2.386⋅1802
13 ]=79[ kw ]
Modelarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face prin relatia analitica
P=Pmax¿¿
sau, sub o formă simplificată :
60
P=Pmax⋅f p( nn p
)
Dar pentru viteza maximă (V=Vmax), motorul va avea turaţia nV max , iar relaţia de sus
devine :
PV max=Pmax ¿ f p( nV
max
np )
Se adopotă o valoare pentru mărimea raportată : ζ =
nV max
np din tabelul urmator:
Tipul automobilului ξMAS 1.05...1.2
Funcţia f p defineşte caracteristica la sarcina totală raportată şi depinde de tipul şi de particularităţile constructive ale motorului. În funcţie de tipul motorului impus prin temă se adoptă valorile pentru coeficinţii de adaptibilitate (ca) şi elasticitate (ce).
ca=
M max
M p
>1 şi
ce=nMmax
np
¿1 unde:
- M max este valoarea momentului maxim dezvoltată de motor:
- M p este valoarea momentului la turaţia de putere maximă; Mp = Pmax
ωp
- nMmax este turaţia corespunzătoare momentului maxim;
- n p este turaţia corespunzătoare puterii maxime.-pentru motoarele cu aprindere prin comprimare valorile sunt: ce=0.4...0.6-pentru motoarele cu aprindere prin comprimare valorile sunt: ca=1.3...1.15
Prezentarea valorilor turaţiilor de putere maximă (np) şi moment maxim (nMmax), pentru fiecare dintre modelele similare alese.
Tabel 9.1 Valorile turaţiei de putere maximă şi turaţiei de moment maxim.Nr. Crt. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
np
[rot/min]5800 5600 6000 5500 6000 6200 6000 5600 5600 5500
NMmax
[rot/min]4000 3800 4000 4500 4150 5000 4000 3800 3800 4250
Tabel 9.2 Valorile puterii si a momentului la turatie maximaNr. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
61
Crt.Mp 130 130 120 113 137 121 137 130 130 130
Mmax 147 148 136 128 155 137 155 148 148 148
Utilizand metoda intervalului de incredere s-au ales urmatoarele valori:Pentru ce se obtin valorile:ce=0 . 48 ;Sc e
=0 .13−dispersia ;
C v =Sce
ce
=0 .130 .66
=0.19−coef .de . var iatie;
|ceales−ce|≤2 .776⋅0 .13
√4=0 .18 ;
ce∈(0 .43 ;0. 66 )⇒alegem :ce=0 .56 ;
Pentru ca se obtin valorile:ca=1 . 07 ;Sc a
=0 . 31−dispersia ;
C v =Sce
ce
=0 .311. 97
=0 .157−coef . de . var iatie;
|caales−ca|≤2 .776⋅0 .157
√4=0 .218 ;
ca∈(1 .36 ;2 . 3)⇒alegem : ca=1. 1;
Cunoscand valorile coeficientilor de aptabilitate si de elasticitate se calculeaza valorile coeficientilor de forma ai caracteristicii motorului:
62
α=ce
2−ca⋅(2 ce−1)
(ce−1 )2=0. 94
β=2⋅ce⋅(ca−1 )
(ce−1 )2=0 . 58
γ=ca−1
(ce−1 )2=0. 51
α '=2⋅ce
2−3⋅ce+ca
(ce−1 )2=0 . 24
β '=3−2⋅ca−ce
2
(ce−1 )2=2 .52
γ '=2−(ce+ca )
(ce−1 )2=1 .76
Se calculeaza puterea maxima necesara motorului theoretic, cu relatia:
-se allege ξ=0 .95
Pmax=PV max
j( nVmax
np)=
PV max
f (ξ )=79
0. 99=80 [ kw ]
In care:
f ( ξ )=α'⋅ξ+β '⋅ξ2−γ '⋅ξ3
f (0 .95 )=0 . 99
Pentru stabilirea volorii turatiei de putere maxima, np ,se tine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, in special de cele a caror putere maxima este apropiata de cea calculata anterior.
Turatia de putere maxima se adopta np=6000 rot/min.Turatia minima se calculeaza astfel:nmin=0.2np nmin=1200 rot/min; Turatia maxima: nmax=1.1...1.12np; nmax=np=6000 rot/min;n∈ [1200 ;6000 ] nmed=4200 rot/minPentru a reprezenta caracteristica externa, puterea se calculeaza cu formula:
P=Pmax [(αα ')⋅ n
np
+( ββ ')⋅( n
np)2
−( γγ ')⋅( n
n p)3]
Una din cele mai raspandite formule, prin care curba puterii se aproximeaza cu o
parabola de ordinul trei.
63
Pentru modelarea curbei momentului se poate utiliza relaţia de transformare :
M=955 ,5⋅Pn
⇒¿ {M=M p[α +βnnp
+γ ( nn p
)2] ¿ ¿¿
Tabel 9.3 Valorile puterilor şi a momentelor la diferite turaţii.n
[rot/min]
P [kW] M [Nm]
Zona turatiilor
joase
1000 13.33 12.7361400 18.66 12.7351600 21.33 12.7382000 26.66 12.7362400 32 12.742800 37.33 12.7383200 42.66 12.7383600 48 17.74
Zona turatiilor
inalte
4000 53.33 12.7394400 58.66 12.7384800 64 12.745200 69.33 12.7395600 74.66 12.7386000 80 12.746400 75 11.196800 70.58 9.917200 66.66 8.86
Grafic 9.1 Reprezentarea putereii pe caracteristica exterioara determinata din conditia de viteza maxima in palier
64
10001400
16002000
24002800
32003600
40004400
48005200
56006000
64006800
72000
10
20
30
40
50
60
70
80
90
P [kW]
P [kW]
n [rot/min]
P [kw
]
Grafic 9.2 Reprezentarea putereii si momentuuil pe caracteristica exterioara determinata din conditia de viteza maxima in palier
10001400
16002000
24002800
32003600
40004400
48005200
56006000
64006800
72000
2
4
6
8
10
12
14
M [Nm]
M [Nm]
n [rot/min]
M [N
m]
9.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala
Pentru alegerea motorului , ce va echipa automobilul impus prin tema se va utilize metoda caracteristicilor relative la sarcina totala.Aceasta metoda presupune alegerea a cel putin 2
65
motoare cu putere maxima foarte apropiata de cea teoretica (calculate anterior) si suprapunerea
curbelor de variatie P/ Pmax (n /np ).In functie de pozitia relative a curbelor obtinute se va allege motorul.Recomandarea
prevede ca alegerea sa corespunda situatiei in care curba motorului sa fie situate deasupra curbei motorului theoretic, astfel incat motorul ales sa prezinte o rezerva de putere superioara.
Tabel 9.4 Valorile principalilor parametrii energetici ai motoarelor similare alese.Motorul similar 1 2
Capacitate cilindrică [cm3] 1396 1598Putere maximă [kW] 81.34 76.41
Turaţia de putere maximă [rot/min]
6200 5600
Momentul maxim [Nm] 137 148Turaţia de moment maxim
[rot/min]5000 3800
In continuare se vor determina valorile coeficientilor de adaptabilitate ,(ca )si (ce ), pentru cele doua motoare alese. Pentru a putea calcula coeficientul de adaptibiliate, se va utiliza
relaţia de transformare : M p=955 , 5∗
Pmax
np
[ daNm ], pentru a afla valoarea momentului la turaţia
de putere maximă.
M p 1=955. 5⋅81. 346200
=12. 53 [daNm]
M p 2=955 .5⋅76 . 415600
=13 . 03 [daNm]
Coeficinţii de adaptibilitate pentru fiecare dintre cele două motoare similare sunt :
ca=M max
M p
⇒¿ {ca1=137
125=1. 09 ¿ ¿¿
Valorile coeficienţilor de elasticitate sunt :
ce=nM max
np
¿ {ce1 =50006200
=0 .8 ¿ ¿¿¿
Tabel 9.5 Valorie coeficientilor pentru modelele similareNr. crt. ca ce
66
1 1,09 0,82 1,13 0,67
α=ce
2−ca⋅(2 ce−1 )
(ce−1)2⇒¿ {α1=
0,82−1 ,09⋅(2⋅0,8−1 )(0,8−1)2
=0. 35 ¿ ¿¿
β=2⋅ce⋅(ca−1)
(ce−1 )2⇒¿ {β1=
2⋅0,8⋅(1, 09−1)(0,8−1)2
=0 .36 ¿¿¿
γ=ca−1
( ce−1)2⇒¿ {γ 1=
1 , 09−1( 0,8−1 )2
=2. 25 ¿ ¿¿
α '=2⋅ce
2−3⋅ce+ca
(ce−1 )2⇒¿ {α1
' =2⋅0,82−3⋅0,8+1, 09
( 0,8−1 )2=0. 75 ¿¿¿
β '=3−2⋅ca−ce
2
(ce−1 )2⇒¿ {β1
' =3−2⋅1 ,09−0,82
(0,8−1 )2=4 .5 ¿ ¿¿
γ '=2−(ce+ca )
(ce−1)2⇒¿ {γ1
' =2−(0,8+1 ,09 )
(0,8−1 )2=2.75 ¿ ¿¿
Tabel 9.6 Valorile expresiilor coeficientilor modelelor similareNr. crt. α β γ α ' β ' γ '
1 0.35 0.36 2.25 0.75 4.5 2.752 0.59 1.59 1.19 0.16 2.67 1.83
nmin1=0.2np nmin=1240 rot/min nmed1=4220 rot /min
nmin2=0.2np nmin=1120 rot/min nmed2=4160 rot /min
67
68
Alegera motorului teoretic
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2
Motor teoretic
Motor similar 1
Motor similar 2
Se observa studiind graficele ca 2 dintre motoare au caracteristicile asemanatoare,iar cel de al 3-lea motor prezinta o rezerva de putere mai mare decat celelalte,dar in acelasi timp prezinta dezavantajul ca dezvolta putera maxima la o turatie foarte scazuta.De aceea in urma
analizei graficului
PPmax
=P
Pmax( nnp
), aleg motorul modelului teoretic modelul similar 1
10. Determinarea raportului de transmitere altransmisiei principale si al primei treptea chimbatotului de viteze
69
10.1 Predeterminarea si definirea raportului de transmitere al transmisiei principale
Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0 ) se face din conditia ca automobilul impus prin tema sa atinga viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a schimbatorului de viteze.
V max=0 .377⋅rr⋅np⋅ζ
i0⋅isn
i0 calc=0 , 377⋅rr⋅ζ⋅np
V max⋅isn
unde: rr=312. 9 mm - raza de rulare;
ζ =1
n p=6000 rot /min - turatia de putere maxima.
V max=180 km /h
iSN=1 - raportule de transmitere al treptei in priza directa.
⇒i0 calc=0 , 377⋅0 , 313⋅1⋅6000
180⋅1⇒ i0 calc=3. 27 ;
Transmisia principala simpla are in general i0<7.0, cum 3.27 <7.0 se va alege aceasta transmisie.
Valoarea predeterminata a raportului i0 trebuie sa fie definitivata (i0 ef ) , ca fiind un raport intre doua numere naturale, corespunzatoare numarului de dinti sau produselor numerelor de dinti ale rotilor intrate in angrenare.
De aici rezulta:
( i0 )ef =pq
; p ,q∈ N
( i0 )ef =( i0 )pred in carePentru definirea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de
dinti,pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematica a transmisiei principale.
Deoarece ( io )pred <7 , se adopta o transmisie principala simpla unde i0 ef=
zc
z p
;
i0=i0'⋅i0
''=zco
z p
⋅zc
zi
La definitivarea raportului de transmitere al angrenajului in unghi trebuie sa se aleaga numerele de dinti astfel incat raportul efectiv sa fie cat mai apropiat de cel predimensionat si dimensiunile de gabarit ale transmisiei principale sa fie cat mai mici.
70
Pentru transmisia principala simplase alege z p cu valoarea minima, care , insa este
dependenta de de raportul ( io )pred . In acest sens, pentru angrenajele conice se pot folosi recomandarile firmei Gleason, indicate in tabelul urmator:
Tabel 10.1 Valorile indicate pentru numarul de dinti al pistonului de atac (glason)i0 2.5 3 4 5 6-7 >7
z p min15* 12* 9 7 5 5
*) se poate alege chiar 11
La transmisia principala simpla se alege numarul de dinti corespunzatori unei roti dintate
cilindrice z p=14 . .. 17 .Tinand cont de valoarea raportului de transmitere calculat i0 calc=3 . 27 , am ales:
z p=12 .
Cu ajutorul relatiei i0 ef=
zc
z p se va calcula:
zc=i0⋅z p⇒ zc=3 . 27⋅12=39 . 24≃39
In continuare se recalculează raportul de transmitere efectiv i01 :
i01=3912
=3.27.
Modificand numarul de dinti aicoroanei vom calcula inca doua rapoarte de transmitere
i02=4012
=3 . 33şi
i03=4112
=3 . 41.
Alegerea uneia dintre cele 3 variante de rapoarte de transmitere efective,i01 , i02 , i03 , se
face cu ajutorul reprezentarii grafive a variatiei Pr (V ) si Prez ,0 (V).Astfel se va justifica pe baza graficelor alegerea facuta.
Pr=ηt ∙ Pemax [α ' (2,6525i0∙ isk
r r ∙ nP)V +β ' (2,6525
i0 ∙ isk
rr ∙nP)
2
V2
−γ '(2,6525i0 ∙isk
rr ∙ nP)
3
V3], unde:
- ηt este randamentul transmisiei, ηt =0,92;- io reprezintă raportul de trasmitere al transmisiei principale;- isk reprezintă raportul de transmitere al treptei de viteză selectate (isk=1);- rr este raza de rulare;
71
Grafic 10.2 Diagrama de difinitivare a raportului de transmitere in unghi
Deoarece condiţia de viteză maximă impusă prin temă este îndeplinită pentru fiecare dintre cele trei rapoarte de trasmitere am ales pentru automobilul de proiectat primul raport de trasmitere calculat (i01=3.27), deoarece alegând acest raport dimensiunile transmisiei principale sunt reduse, acest lucru contribuind la o gardă la sol mai înaltă.
10.2. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze.
Raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze se ca detremina distinct din următoarele condiţii :
învingerea pantei maxime, impusă prin temă;deplasarea în palier, pe un drum modernizat, cu o viteză minimă stabilită;solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.
10.2.1. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze din condiţia de pantă maximă impusă prin temă.
Determinarea acestui raport se face din condiţia ca urcarea pantei maxime să se facă cu viteză constantă, redusă.
Din bilaţul de tracţiune se obţine relaţia :
is 1=Ψ max⋅Ga⋅rd
M max⋅i0⋅ηt
în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează din relaţia :
72
Ψ max≃f ( 0)⋅cos (α p max )+sin( α p max ) ,unde :α p max=arctg ( pmax )
Înlocuind numeric rezultă :
α p max=arctg (0 , 40 )⇒α p max=21. 800.
Ψ max=1 ,6110⋅10−2⋅0 ,92+0 , 371⇒Ψ max=0 ,385 .Astfel toţi termenii necesari determinării raportului de trasmitere al primei trepte a
schimătorului de viteze sunt cunoscuti :
is 1=0 , 385⋅1740⋅0,336⋅3 .27⋅0 , 92
⇒i s1=1. 85
10.2.2. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimătorului de viteze din condiţia de viteză minimă stabilită.
Considerarea acestui criteriu are în vedere regimul de mişcare pe un drum modernizat în palier. Utilizând această condiţie valoarea acestui raport este dată de relaţia:
is 1=0 ,377⋅nmin⋅r r
i0⋅V min
Înlocuind numeric în relaţia (6.8), considerând viteza minimă, Vmin=10 km/h şi turaţia minimă nmin=1000rot/min rezultă :
is 1=0 ,377⋅800⋅0 ,3123 ,27⋅10
⇒is 1=2.87
10.2.3. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimătorului de viteze după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc.
Solicitările ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luând în considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la plecarea de loc, în cazul deplasării pe un drum în palier, de efectul turaţiei iniţiale a motorului, no, şi de mărimea puterii specifice, Psp, se obtine următoarea expresie de calcul al raportului de trasmitere pentru prima treaptă :
is 1=0 ,11⋅iSN
ζ⋅n0⋅V max⋅√ ka
np⋅ca⋅Psp
⋅1μ
în care :
- n0=1500⋅np
- k a=1. 23
73
-
μ=Lsp
M sp
=1025
is 1=0 ,11⋅ 10 ,95
⋅7500⋅180⋅√ 0 , 726000⋅1,1⋅137 . 7
⋅ 11025
⇒ is 1=4 . 76
În urma analizării rapoartelor de transmitere pentru fiecare dintre cele trei cazuri menţionate, cea mai mai mare a raportului de transmitere pentru prima treaptă a schimbătorului de viteze a fost obţinută din condiţia de viteză minimă, astfel raportul ales pentru prima treaptă a
schimătorului de viteze este : is 1=4 . 76 .
74
PARTEA a II-aAMBREIAJUL
Capitolul I AMBREIAJUL - Prezentare generala
Rolul ambreiajului pe autovehicul
Din punctul de vedere al organelor de masini, ambreiajul este un cuplaj (leaga capetele a doi arbori dispusi unul in prelungirea celuilalt, fara sau cu abateri de la coaxialitate) intermitent (asigura cuplarea si decuplarea arborilor fara demontarea sau remontarea cuplajului) comandat(decuplarea sau cuplarea se fac ca urmare a unei comenzi) normal cuplat (in stare normala este in situatia cuplat). Pe autovehicule se intilneste si sub forma de cuplaj intermitent automat , adica cuplarea sau decuplareaau loc automat in functie, cel mai adesea, de turaria motorului cu ardereinterna.
Pe automobil ambreiajul se intilneste in trei variante functionale: -in transmisie, intercalat intre motor si schimbatorul de viteze, pentru
transmiterea momentului motor; - ca organ de cuplare si decuplare a treptelor de viteza in transmisiile automate; - cuplaj de siguranta pentru limitarea valorii maxime a momentului de torsiune.
75
Figura 1.1 Model de ambreiaj
Ambreiajul serveste la: 1. Decuplarea temporara a motorului de transmisie necesara cand: -este pornit electric motorul cu ardere interna la temperaturi scazute pina se
atinge regimul de functionare stabila a acestuia; -pentru schimbarea treptelor de viteza; -la frinarea automobilului pina la oprire, schimbatorul de viteze fiind cuplat. Operatia de decuplare a ambreiajului se numeste debreiere.
2. Cuplarea progresiva a motorului cu restul transmisiei la pornirea de pe loc sau dupa schimbarea treptelor de viteza;
Operatia de cuplare a ambreiajului se numesta ambreiere.
3. Limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din restul transmisiei (cuplaj de siguranta);
4. Izolarea intre motor si transmisie, in ambele sensuri, a vibratiilor torsionale provenite din functionarea motorului sau din deplasarea automobilului pe cale.
Folosirea ambreiajului in transmisia automobilului este impusa de folosirea motoarelor cu ardere interna care nu pot porni sub sarcina.
Pentru pornire este necesara intreruperea legaturii dintre motor si restul transmisiei prin decuplarea ambreiajului, cuplarea schimbatorului de viteza in prima treapta si apoi cuplarea progresiva a ambreiajului simultan cu actionarea usoara a acceleratiei.
Compunerea ambreiajului
Ambreiajul este compus din urmatoarele parti principale: 1. Partea conducatoare – este acea parte a ambreiajului care este montata pe
volantul motorului. Ea poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului care se roteste cind motorul este in functiune, ambreiajul este decuplat, iar automobilul sta pe loc si cuprinde urmatoarele componente principale:
- carcasa interioara a ambreiajului:- placa sau discul de presiune;- arcul (arcurile de presiune). 2. Partea condusa – este acea parte a ambreiajului care este in legatura cinematica
directa cu arborele de intrare (primar) al schimbatorului de viteza. Ea poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului care nu se roteste cand motorul e in functiune, ambreiajul e decuplat, iar automobilul sta pe loc si cuprinde urmatoarele componente:
- discul sau discurile conduse ale ambreiajului;
76
- arborele ambreiajului.
3. Sistemul de actionare sau de comanda al ambreiajului - are incomponenta doua parti:
a) sistemul interior de actionare cuprinde pisele si subasamblele care realizeaza comanda ambreiajului si sunt situate in interiorul carterului. In varianta cea mai completa el cuprinde urmatoarele:
- parghiile de debreiere;- inelul de debreiere;- mansonul de debreiere cu rulmentul de presiune si suportulsau;- furca ambreiajului. b) sistemul exterior de actionare cuprinde toate piesele si subansamblele montate
intre pedala ambreiajului si capatul furcii ambreiajului. El are mai multe variante constructive si constituie un criteriu de clasificare a ambreiajelor.
Figura 1.2 Vedere 3D a ambreiajului cu toate subansamblurile acestuia
Clasificarea ambreiajelor
77
Clasificarea ambreiajelor se face dupa urmatoarele criterii: 1. Dupa modul de transmitere a momentului ambreiajele sunt: a) ambreiaje simple care pot fi: -mecanice => transmit momentul prin intermediul lucrului mecanic de
frecare dintre suprafetele de contact aflate sub actiunea unor forte normale de apasare; -hidraulice => transmit momentul prin intermediul energiei cinetice a
unui lichid de lucru; -electromagnetice => transmit momentul prin intermediul energiei
cimpului electromagnetic generat de un electromagnet alimentat de la sursa de curent a automobilului;
b) ambreiaje combinate care constau din alaturarea a doua ambreiaje simple.
Figura 1.3 Ambreiaj simplu
Figura 1.4 Cutie de viteze cu ambreiaj combinat din 2 ambreiaje simple
2. Dupa modul de actionare ambreiajele sunt:
78
- ambreiaje neautomate comandate de forta musculara aconducatorului auto prin actionare mecanica sau hidraulica;
- ambreiaje neautomate cu servomecanism de tiphidraulic,pneumatic,electric sau combinat care reduce efortul depus de conducatorul auto pentru actionarea pedalei ambreiajului;
- ambreiaje automate actionate hidraulic, pneumatic, electric sau combinat in functie de pozitia pedalei de acceleratie, turatia si sarcina motorului sau de pozitia manetei schimbatorului de viteze, fara interventia conducatorului auto.
Obiectul acestei lucrari il constitue studiul ambreiajelor mecanice, care se clasifica astfel:
a) Dupa forma suprafetelor de frecare sunt ambreiaje cu:- suprafete de frecare plane;- suprafete de frecare cilindrice;- suprafete de frecare conice. b) Dupa numarul discurilor conduse sunt ambreiaje:- monodisc;- bidisc;- multidisc. c) Dupa modul de realizare a fortei de apasare ambreiajele sunt: - cu arcuri elicoidale periferice; - cu arc central diafragma cu sau fara taieturi pe
generatoare; - cu arc central elicoidal conic sau cilindric; - semicentrifugale => realizeaza forta de apasare mixt, atat
cu arcuri periferice cat si sub actiunea fortei centrifuge a unor contragreutati; - centrifugale => realizeaza forta de apasare numai prin
forta centrifuga a unor contragreutati; - electromagnetice => forta de apasare a discurilor este
forta electromagnetica.
79
Capitolul IICalculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare ale
ambreiajului
2.1 Determinarea momentului necesar al ambreiajuluiPentru transmiterea de catre ambreiaj a momentului motor maxim fara patinare, pe toata
durata de functionare este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului Mc sa fie mai mare decat momentul maxim al motorului. In acest scop se introduce in calcul un coefficient de siguranta β, care ia in consideratie acest lucru. Ca urmare, momentul de calcul al ambreiajului este dat de urmatoarea relatie:
Mc= β * Mmax
unde β = Mc
Mmax
La alegerea coeficientului de siguranata β se tine seama de tipul si destinatia automobilului, precum si de particularitatile constructive ale ambreiajului.
Daca valoarea coeficientului β este mai mare atunci ambreiajul prezinta urmatoarele avantaje si dezavantaje:
Avantaje: - nu apare pericolul patinarii in cazul garniturilor de frecare; - se micsoreaza lucrul mecanic de patinare, acest lucru ducand la marireaduratei de functionare a ambreiajului.Dezavantaje:-se mareste forta la pedala de actionare a mecanismului, iar manevra lui devine mai
dificila;-cresc suprasarcinile in transmisia automobilului intrucat ambreiajul nu patineaza la
aparitia unor solicitari mari.
Daca valoarea coeficientului β este mica ambreiajul prezinta urmatoarele avantaje si dezavantaje:
Avantaje: -se reduce timpul de patinare ceea ce contribuie la imbunatatirea accelerarii
automobiluluiDezavantaje: -se mareste tendinta de patinare a ambreiajului; -creste uzura garniturilor de frecare prin marirea duratei de patinare, respectiv a
lucrului mecanic de frecare la patinare.
80
In timpul exploatarii automobilului, coeficientul de siguranta β se micsoreaza datorita uzurii garniturilor de frecare. Aceasta datorita faptului ca prin uzura garniturilor, arcurile de prsiune se destind si nu mai asigura forta de apasare initiala.
Pentru a evita patinarea ambreiajului, trebuie ca si dupa uzura garniturilor de frecare, coeficientul de siguranta sa indeplineasca conditia β ≥ 1.
Tinandu-se cont de aceste conditii, s-au adoptat urmatoarele valori ale coeficientului β:- β= 1,3 - 1,75 pentru autoturisme cu capacitate normala de trecere;- β= 2,0 - 2,5 pentru autoturisme cu capacitate marita de trecere;- β= 3,0 - 4,0 pentru autoturisme de competitii sportive;- β= 1,6 - 2,0 pentru autocamioane si autobuze obisnuite;- β= 2,0 - 3,0 pentru autocamioane cu remorca sau autobuze urbane. 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.
Aleg β = 1,70 => Mc= 1,70*148 = 251.6 Nm
2.2 Presiunea specifica si cresterea temperaturii pieselor ambreiajuluia) Presiunea specifica dintre suprafetele de frecare ale ambreiajului se defineste ca
raportul dintre forta dezvoltata de arcul de presiune F si aria unei suprafete de frecare a ambreiajului A, adica:
p0= FA => F= p0*A
Valoarea maxima a presiunii specifice este limitata de tensiunea admisibila la strivire a materialului garniturilor. In adoptarea valorii sale trebuie avut in vedere faptul ca valori spre limita tensiunii de strivire favorizeaza reducerea dimensiunilor ambreiajului (discurile conduse vor avea dezvoltari radiale mici), a momentului de inertie, dar durabilitatea ambreiajului se reduce sub limitele acceptate pentru constructia de automobile, in acelasi timp, valori prea mici ale presiunii specifice implica suprafete mari de frecare (discurile conduse vor avea dezvoltari radiale mari), cresterea dimensiunilor de gabarit, a maselor si momentelor de inertie ale ambreiajului. In plus creste uzura garniturilor, deoarece cresc vitezele tangentiale de alunecare dintre suprafetele de contact.
Intervalul uzual pentru adoptarea presiunii specifice este 0,2<p0<0,5 MPa in cazul graniturilor de frictiune din rasini sintetice impregnate cu fibre de kevlar sau sticla. Din considerente de uzura a suprafetelor de frecare, si de tipul si destinatia automobilului, care impune o durabilitate buna, se va adopta p0=0,41 MPa.
b) Cresterea temperaturii pieselor ambreiajului.In procesul cuplarii-decuplarii ambreiajului o parte din lucrul mecanic al motorului se
transforma, prin patinare, in caldura, ridicand temperatura pieselor metalice ale ambreiajului si a garniturilor de frecare. Crestera temperaturii de functionare mareste uzura garniturilor. Avand in vedere ca lucrul mecanic de patinare este mai mare la pornirea din loc a automobilului decat la schimbarea treptelor, in calcule vom considera aceasta situatie - cea mai dezavantajoasa.
81
Considerand durata procesului de cuplare (tc < 1 sec), schimbul de caldura cu exteriorul este redus, astfel se considera ca intreg lucrul mecanic de patinare se gaseste sub forma de caldura in discul de presiune si volant.
Verificarea la incalzire se face pentru discurile de presiune, aflate in contact direct cu planul de alunecare, utilizand relatia:
Δt= α∗L
c∗mp
unde
α = 0,5 - coeficient care exprima partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al ambreiajului;
c =500 [J/kgoC] – caldura specifica a pieselor din fonta si otel; mp=1,5 [Kg] – masa pieselor ce se incalzesc (aproximativ 15% din masa
ambreiajului)
Ambreiajul se considera bun din punct de vedere al incalzirii daca cresterea de temperature la pornirea din loc indeplineste conditia Δt < 15 ᵒC.
Lucrul mecanic pierdut prin patinare (L) la pornirea din loc a automobilului se poate determina utilizand urmatoarea relatie:
L=357,3*Ga *
r r2
is12
1
i02
=357,3*1740*
0 ,3122
4 ,7621
3 ,272=2497 [J]
Asadar, cresterea de temperatura Δt are urmatoare valoare:
∆t =
α∗Lc∗mp =
0 .5∗2497500∗1. 5 =1.66o C
Cum Δt = 1.66 ˚C < 15˚C, insemna ca ambreiajul are o comportare buna la incazire, valori ale lui Δt peste 15˚C fiind neacceptate pentru constructia de automobile.
2.3 Dimensionarea garniturilor de frecare
Diametrul exterior al garniturii de frecare se determină cu relaţia:
De=2,5∙3√ M c
π ∙ p0 ∙ μ∙ i=2,5 ∙
3√ 251.6 ∙ 103
π ∙ 0,41∙ 0,3 ∙2=200 mm
unde:
- Mc este momentul de calcul al ambreiajului [Nmm];- p0 este presiunea specifica [MPa];- μ= 0,3 coeficientul de frecare;- i este numărul de suprafete de frecare (la ambreiajul monodisc i=2).
82
Diametrul interior si grosimea garniturii se alege din STAS 7793-83, acesta depinde de diametrul exterior asa cum se vede in tabelul urmator:
Tabelul 10.4.1 Dimensiunile garniturilor de frecare conform STAS 7793-83
De
[mm]150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350
Di
[mm]100 110 125 130 150 155 165 175 185 195
g [mm]
2,5 - 3,5 3,5 3,5; 4
De – diametrul exterior al garniturii de frecare;Di – diametrul interior al garniturii de frecare;g – grosimea garniturii de frecare;
Conform tabelului de mai sus Di= 130 mm şi g= 3,5 mm.
2.4 Forta de apasare a placilor
Forta de apasare a placilor se determina cu relatia:
N=2 ∙ M c
Dm ∙ μ ∙ i=2 ∙251.6 ∙ 103
165∙ 0,3 ∙ 2=5239 N
unde - N => forta de apsare a placilor; - Dm => diametrul mediu al garniturii de frecare (Dm=(De+Di)/2=165 mm)
2.5 Determinarea timpului de alunecare si a lucrului mecanic de patinare
Pentru calculul timpului de alunecare si lucrul mecanic de patinare este necesara determinarea urmatoarelor marimi:
83
- momentul rezistent la roata redus la arborele primar al cutiei de viteze (Mp):
M p=Ga ∙rr ∙ ψ
i0 ∙i s1 ∙ ηt
=17069.4 ∙0,312 ∙ 0,3853,27 ∙ 4,76 ∙ 0,92
=15 Nm
- momentul de inertie ale maselor mobile ale motorului si ale partii conducatoare a ambreiajului reduse la arborele cotit (Im):
I m=0,02 ∙ma ∙ rr2=0,02 ∙1740∙ 0,3122=3,38 kg ∙m2
- momentul de inertie corespunzator masei in miscare de translatie a automobilului si a maselor in miscare de rotatie din transmisie, inclusiv ale rotilor redus la arborele ambreiajului (Ip):
I p=ma ∙rr
2
i02 + 1
is 12 ∙∑ I roti
I p=1740 ∙0,3122
(3,27 ∙ 4,76 )2+ 1
(3,27 ∙ 4,76 )2∙ 0,03∙ 1740 ∙ 0,122
=> Ip = 0,70 kg*m2
Timpul de alunecare (ta) al ambreiajului se obtine cu urmatoarea relatie:
t a=I m ∙ I p ∙ ω0
Im ∙ ( M c−M p )−I p ∙ ( M max−M c )
t a=3,27 ∙ 0,70 ∙523.59
3,27 ∙ (251.6−15 )−0,70 ∙ (148−251.6 )=1.52 s
unde
- ω0 este viteza unghiulara a motorului la inceputul procesului de debreiere; ω0= π·n0/30= (π·6000)/30= 523.59 s-1
Lucrul mecanic de patinare se determina cu urmatoarea relatie:
L=n0
2
180∙
I p
(1− M p
M c)+(1−1
β)∙
I p
I m
84
L=60002
180∙
0,70
(1− 15251.6 )+(1− 1
1,41) ∙
0,703.38
=98204.26 J
Lucrul mecanic specific de patinare se determina cu urmatoarea relatie:
q= LA f
= 4 ∙ L
π ∙( De2−Di
2 )
q= 4 ∙ 98204.26
π ∙ (2002−1302 )=7.453 J /mm2=745.3 J /cm2
85
Capitolul IIICalculul componentelor ambreiajului
3.1 Calculul arcului diafragma
Principalele elemente ale arcului diafragma sunt prezentate in figura 3.1.1
Figura 3.1.1 Elementele geometrice ale arcului diafragma
Dimensiunile arcului diafragma sunt:
d1 = De = 200 mmd2 = 0,7* d1 =140 mmd3 = 0,2* d1 = 40 mm=> a = d2/2 =70 mm=> b = d1/2 = 100 mm=> c = 0,75*b = 75 mm=> e = d3/2 = 20 mm
Se considera inaltimea totala a arcului Hi=19 mm. Pe baza acestei inaltimi se calculeaza inaltimea partii continue a arcului:
H=H i⋅b−ab−e
=19⋅100−70100−20
=7 .12 mm
=> h=H ∙d1−d2
d1−d3 = 7.12 ∙
200−130200−40
= 3,75 mm
86
Arcurile diafragma sunt calculate pornind de la ipoteza ca sectiunea transversala a arcului nu se modifica.
Forta de comprimare a arcului se calculează cu relatia:
F1=π ∙E ' ∙ h
6 ∙ (b−c )2∙ f ∙ ln
ba
∙[(H−f ∙b−ab−c ) ∙(h−0,5 ∙ f ∙
b−ab−c )+h2];
Pentru a calcula forta F2, forta de decuplare, folosim relatia:
F2 ¿b−cc−e
∙ F1
unde E’ = E/(1-μ2) = 2,1·105/(1-0,32) = 2,307·105 MPa; E fiind modulul lui Young, μ este coeficientul lui Poisson. Cu relatia de mai sus se determina caracteristica
arcului si punctele de cuplare si
decuplare. Avand cunoscute toate marimile, si dand
valori pentru valoarea sagetii f,
s-au obtinut valorile celor 2 forte ce au fost
centralizate in
tabelul 3.1.1Tabelul 3.1.1
Variatia fortei de apasare si de decuplare in
functie de deplasare
87
f [mm] F1 [N] F2 [N]
5.6 4048 -1288
5.8 3909 -1244
6 3781 -1203
6.2 3666 -1166
6.4 3568 -1135
6.6 3489 -1110
6.8 3434 -1093
7 3405 -1083
7.2 3404 -1083
7.4 3435 -1093
7.6 3501 -1114
7.8 3606 -1147
8 3751 -1193
8.2 3940 -1254
8.4 4176 -1329
8.6 4463 -1420
8.8 4802 -1528
9 5198 -1654
9.2 5653 -1799
9.4 6170 -1963
9.6 6752 -2149
9.8 7403 -2356
10 8125 -2585
10.2 8921 -2839
10.4 9795 -3117
10.6 10749 -3420
10.8 11787 -3750
11 12911 -4108
f [mm] F1 [N] F2 [N]
0 0 0
0.2 791 -252
0.4 1507 -480
0.6 2153 -685
0.8 2730 -869
1 3242 -1032
1.2 3693 -1175
1.4 4084 -1299
1.6 4420 -1406
1.8 4702 -1496
2 4935 -1570
2.2 5121 -1629
2.4 5263 -1674
2.6 5364 -1707
2.8 5427 -1727
3 5456 -1736
3.2 5453 -1735
3.4 5422 -1725
3.6 5364 -1707
3.8 5285 -1681
4 5185 -1650
4.2 5069 -1613
4.4 4940 -1572
4.6 4800 -1527
4.8 4652 -1480
5 4500 -1432
5.2 4347 -1383
5.4 4195 -1335
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9
-10000
-5000
0
5000
10000
15000
F1F2
f [mm]
F [N]
Graficul 3.1.1 Caracteristica elastica a arcului diafragma
Forta Q se determina cu relatia Q=F ∙b−cc−e
, sagetile q1 şi q2 se determina cu relatiile:
q1=f ∙c−eb−c
;
q2=1,25 ∙8 ∙(c−e)3
24 ∙ z ∙ E ∙ I
q=q1+q2 .
In graficul 3.1.1 se observa ca la valoarea de 2 mm avem forta de 6590 N, suficienta pentru a asigua cuplarea completa, aceasta fiind realizata de la 5400 N. din acest motiv, vom stabili sageata de prestrangere f=2 mm.
Putem observa pe grafic si valoarea fortei de decuplare, care este de 3500 N, aceasta permitand o deplasare de pana la 6 mm.
Verificarea la rezistenta:Tensiunea echivalenta in sectiunea periculoasa este compusa din tensiunea tangentiala si
cea de incovoiere si se calculeaza cu relatia:
σ ech=σ i+σ t=Fdec
h2 ∙η+
E' ∙ (d−a ) ∙α 2+h ∙ α2 ∙ α
88
σ ech=924,25
3,752 ∙5.72+
2,307 ∙ 105 ∙ (200−70 ) ∙ 0,342+3,75 ∙ 0,342 ∙ 0,34
σ ech=55.11 MPa≤ σ a=100 MPa
unde:
- η este coeficentul ariei petalei: η=S p∙n
π (a+e)=40.5 ∙
36π (70+18)=5.72
- n=36 este numărul de petale, Sp este latimea petalei la raza 0,5*(a+e)=> Sp=40.5;
- α este unghiul de inclinare al discului: ∝=H t
(b−e )=
25(100−20)=0,34 rad;
-d= b−a
ln( ba )
=94,62
3.2 Calculul partii conducatoare a ambreiajului
Partea conducatoare a ambreiajului este alcatuita din carcasa ambreiajului, discul (placa) de presiune, arcurile (arcul) de presiune.
Analiza constructiva a acestor componente se va face in functie de rolul lor functional si de legaturile lor cu piesele conjugate.
3.2.1 Dimensionarea discului de presiune
Raza exterioara si raza interioara se determina cu urmatoarele relatii:red
=R e+ (3 …5 )=132+4=136 mm ;
rid=r i−(3…5 )=83,16−3,5=79,6mm ;
iar inaltimea se determina din urmatoarea relatie:
hd=γ ∙ L
c ∙ π ∙ ρ ∙ ∆ t ∙ (r ed
2 −r id
2 )= 0,5 ∙ 76484,89
500 ∙ π ∙7860 ∙10−9 ∙ 2,94 ∙ (1362−79,62 )=8,78mm
hd≅ 8 mm
Pentru fonta cenusie Fc200 => ρ=7860 kg/m3
89
3.3 Calculul partii conduse Partea condusa a ambreiajului este formata din discul (discurile) condus (e) si arborele ambreiajului.3.3.1 Calculul arborelui ambreiajului
Arborele ambreiajului este piesa pe care se monteaza prin caneluri discul condus al ambreiajului si asigura legatura cinematica intre arborele cotit al motorului si schimbatorul de viteze.
Figura 3.3.1 Arborele ambreiajului
Pentru arborele ambreiajului am ales materialul => 40Cr10 cu σc=780 MPa.
Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din conditia de rezistenta la solicitare de torsiune determinata de transmiterea momentului maxim, cu relatia:
Di=3√ M c
0,2∙ τ at
=3√ 251.6 · 103
0,2∙133,7=20.76 mm=¿STAS ¿>Di=20 mm
unde τat este efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune,
τat=(0,6·σc)/c=(0,6·780)/3,5=133,7 MPa
3.3.2 Calculul butucului ambreiajuluiArcurile elementului elastic suplimentare se consideră a fi solicitate de momentul
maxim permis de aderenta, redus la arborele ambreiajului:
M carc=
G ad ∙ φ ∙ rr
is 1 ∙ i0 ∙ ηt
=17069.4 ∙ 0,8∙ 0,3124,67 ∙ 3,27 ∙0,92
=303.25 Nm
unde: Gad - greutatea aderenta a automobilului; φ - coeficientul de aderenta a drumului; is1 - raportul de transmitere al primei trepte; i0 - raportul de transmitere al transmisie principale; ηt=0,92 randamentul transmisiei.
90
Dacă Rm = 50 mm este raza medie de dispunere a arcurilor si daca se considera toate arcurile z=6 participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forta de calcul este:
F carc=
M c
z ∙ Rm
=2516006 ∙ 50
=800 N
Din condiţia ca amplitudinea unghiulara pe care trebuie sa o admita elementul elastic sa se situeze în intervalul θ=±(7 ... 10)° se obtine pentru sageata arcului valoarea maxima:
f max=Rm∙ sinθ=50 ∙ sin 9°=7,82mm ≈ 8mm
3.3.3 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar
Calculul arcurilor se face cu urmatoarele recomandari, indicele arcurilor c=4..5, diametrul sarmei de arc d=2,5 ... 4 mm si numarul total de spire ns<6.
Aleg d=4 mm, c=5 şi ns=5.
Verificarea arcului :
τ=8∙ Fcarc
∙ Dmed
π ∙ d3 ∙ K s=8 ∙ 800 ∙15
π ∙ 43 ∙1,31=625.47 MPa
unde:Dmed – diametrul mediu al arcului;Ks – coeficient care tine seama de efectul curburii spirelor asupra solicitarii arcului:
K s=4 ∙c−1
4 ∙(c−1)+0,615
c= 4 ∙ 5−1
4 ∙(5−1)+ 0,615
5=1,31
Capetele arcurilor se sprijina pe ferestrele executate in disc si in butuc. Lungimea ferestrelor se face mai mica decat lungimea libera a arcurilor cu aproximativ 15-20%, astfel încat la montare arcurile sa se pretensioneze.
Pentru dimensionarea ferestrelor se recomanda urmatoarele valori: lf=25 ... 27 mm (aleg lf=25 mm), Re=Rm=50 mm, a=1,4 ... 1,6 mm (aleg a=1,5 mm), inclinarea capetelor 1 ... 1,5°.
Taietura in butuc B=d+λr+λm, în care d=8...10 mm, λr şi λm sunt jocurile dintre limitatori si butuc, care caracterizeaza deformatia maxima a arcurilor la transmiterea momentului in senul de la roata spre motor (λr) si la transmiterea momentului de la motor la roata (λm); λr şi λm se adopta in limitele 2 ... 2,5 mm.
Aleg d=10 mm.Aleg λr=λm=2,5 mm.Rezulta B=10+2,5+2,5=15 mm
91
3.4 Carcasa ambreiajului
Carcasa ambreiajului se monteaza pe volant si serveste drept structura de rezistenta pentru asamblarea celorlalte componente ale partii conducatoare a ambreiajului.
Carcasa ambreiajului este realizată din tabla de otel de grosime 2,5 – 4 cm. prin deformare la rece. Forma si dimensiunile sunt determinate de caracteristicile constructive si functionale ale ambreiajului. Trebuie avuta în vedere si ventilarea ambreiajului pentru a intensifica evacuarea caldurii din piesele care se incalzesc in perioada patinarii acestuia.
92
