105
MEMORILUL TEHNIC JUSTIFICATIV PARTEA I PROIECTAREA GENERALA SI FUNCTIONALA A AUTOMOBILILUI.....3 CAP I ALEGERA MODELELOR SIMILARE SI STABILIREA MODELULUI DE AUTOMOBIL CE SE VA PROIECTA CONFORMTEMEI.....4 CAP II DETERMINAREA PRINCIPALILOR PARAMETRII DIMENSIONALI SI MASICI SI STUDIUL ORGANIZARII GENERALE.....16 CAP III DETERMINAREA MARIMILOR NECESARE STUDIULUI DE TRACTIUNE.....23 CAP IV DETERMINAREA REZISTENTELOR LA INAINTARE SI A PUTERILOR CORESPUNZATOARE.....28 CAP V PREDETERMINAREA CARACTERISTICII DE TURATIE SI ALEGEREA MOTORULUI.....37 CAP VI DETERMINAREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE ALE TRANSMISIEI MECANICE.....45 PARTEA A II-A CALCULUL SI PROIECTAREA AMBREIAJULUI..51 1

PROIECT AUTOCAR

Embed Size (px)

DESCRIPTION

auto

Citation preview

Automobile I - Proiectarea Generala Functionala Privind Dinamica Tractiunii la un Autocar

MEMORILUL TEHNIC JUSTIFICATIVPARTEA I PROIECTAREA GENERALA SI FUNCTIONALA A AUTOMOBILILUI.....3CAP I ALEGERA MODELELOR SIMILARE SI STABILIREA MODELULUI DE AUTOMOBIL CE SE VA PROIECTA CONFORMTEMEI.....4CAP II DETERMINAREA PRINCIPALILOR PARAMETRII DIMENSIONALI SI MASICI SI STUDIUL ORGANIZARII GENERALE.....16CAP III DETERMINAREA MARIMILOR NECESARE STUDIULUI DE TRACTIUNE.....23CAP IV DETERMINAREA REZISTENTELOR LA INAINTARE SI A PUTERILOR CORESPUNZATOARE.....28CAP V PREDETERMINAREA CARACTERISTICII DE TURATIE SI ALEGEREA MOTORULUI.....37CAP VI DETERMINAREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE ALE TRANSMISIEI MECANICE.....45PARTEA A II-A CALCULUL SI PROIECTAREA AMBREIAJULUI..51CAP I SOLUTII CONSTRUCTIVE POSIBILE PENTRU AMBREIAJ SI ALEGEREA JUSTIFICATA A SOLUTIEI PENTRU AMBREIAJUL CE SE PROIECTEAZA.....52CAP II CALCULUL PARTII CONDUSE A AMBREIAJULUI.....69CAP III CALCULUL PARTII CONDUCATOARE A AMBREIAJULUI...78CAP IV CALCULUL MECANISMULUI DE ACTIONARE A AMBREIAJULUI.....82BIBLIOGRAFIE.....84

PARTEA I PROIECTAREA GENERALA, FUNCTIONALA PRIVIND DINAMICA TRACTIUNII

Capitolul I Analiza modelelor similare de autocare

1.1 Alegerea modelelor similare

Primul pas in proiectarea unui autovehicul consta in alegerea si studierea principalelor caracteristici ale unor modele similare, urmand ca parametrii autovehiculului proiectat sa corespunda celor rezultate in urma analizei modelelor similare. Stabilirea modelelor similare de autocar ce vor fi analizate se face urmarind ca acestea sa respecte cat mai fidel cerintele impuse prin tema de proiect: numar de locuri 48+1; viteza maxima constructiva 150 km/h; panta maxima de 25%In ceea ce priveste viteza maxima constructiva, aceasta nu a fost specificata la toate modelele, deoarece la acest gen de autocare interurbane, ea este in general limitata la 90km/h sau 100km/h, in functie de legislatia fiecarei tari.Cele cinci modele similare de autocare urbane alese sre a fi studiate sunt: Neoplan Tourliner, MAN Noge Titanium, Mercedes-Benz Turismo, Volvo B12B si Iveco Bus Delta MKII.

Nr crtModel Numar locuriViteza maxima [km/h]Panta maxima [%]

1Neoplan Tourliner50+110016

2MAN Titanium48+1100 (limitata)16

3 Mercedes Turismo4610014

4Volvo B12B50+19015

5Iveco Bus Delta510019

Tabel 1.1 Modelele studiate

1.2 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori

Nr. crt.Tip autocaranaliza parametri dimensionali exteriori

ampatament [mm]ecartament fata [mm]ecartamnet spate [mm]lungime [mm]latime [mm]inaltime [mm]

1Neoplan Tourliner6060206318021200025503800

2MAN Titanium6985205818221280025503660

3Mercedes Turismo6080205018501214025503620

4Volvo B12B6000206818341200025553600

5Iveco Bus Delta6200201318301250025003720

Tabel 1.2 Analiza parametrilor dimensionali externi

Nr. crt.Tip autocarConsola fata [mm]Consola spate [mm]

1Neoplan Tourliner26803260

2MAN Titanium25503265

3Mercedes Turismo27603300

4Volvo B12B30503250

5Iveco Bus Delta24003200

Tabel 1.3 Analiza consolelor modelelor similare

In figura 1.1 se poate observa mai bine variatia principalilor parametrii dimensionali ai modelelor similare. Deasemenea, in figura 2.2 se poate observa variatia lungimii consolelor fata si spate.

Figura 1.1 Principalii parametri dimensionali ai modelelor similare

Figura 2.2 Consolele modelelor similare

Analizand figurile 1.1 si 1.2 si tabelele 1.2 si 1.3 se remarca valori foarte apropiate la toate modelel pentru ecartamentul fata, ecartamentul spate, latimea si inaltimea autocarelor. Acestea variaza in jurul valorilor de 2050 mm, 1850 mm, 2550 mm si 3600 mm. Lungimea de gabarit variaza in intervalul 12000 mm-12800 mm, ce l mai scurt model fiind Neoplan Tourliner, iar cel mai lung MAN Titanium. Ampatamentul ia valori intre 6000 mm (Volvo B12B) si 6985 mm (MAN Titanium).

1.3 Analiza parametrilor masici

Nr. crt.tip autocaranaliza parametri masici

masa proprie [kg]masa utila [kg]masa totala [kg]

1Neoplan Tourliner13500450018000

2MAN Titanium13900430018200

3Mercedes Turismo13400460018000

4Volvo B12B14200480019000

5Iveco Bus Delta13530410017630

Tabelul 1.4 Parametrii masici ai modelelor similare

Figura 1.3 Variatia parametrilor masici la modelele similare

Se observa ca masa maxima autorizata se situeaza in general in jurul a 18 tone, cea mai mare valoare inregistrandu-se la modelul Volvo. De asemenea, si pentru masa proprie valorile sunt relativ stranse, variand intre 13400 kg si 14200 kg.1.4 Analiza parametrilor energeticianaliza parametri energetici

Nr. crt.tip autocarputere maxima moment maxim [Nm]turatie [rpm]cilindree [cm]putere specifica [kw/kg]

[cp][kw]de putere mximade moment maximunitara totala

1Neoplan Tourliner440324210019001000-14001753105180,024

2MAN Titanium4002941900 19001000-14001753105180,021

3Mercedes Turismo3532601600220011001995119670,019

4Volvo B12B3402501700200040002000120000,017

5Iveco Bus Delta300224116620001300-1600138383000,016

Tabelul 1.5 Analiza parametrilor energetici

Figura 1.4 Variatia puterii si a momentului maxim la modelele similare

Puterea maxima a motoarelor modelelor similare este cuprinsa in intervalul 224 kw (Iveco) 324 kw (Neoplan). Cel mai mare moment maxim il are motorul de pe Neoplan, 2100 Nm, iar cel mai mic motorul Iveco, 1166 Nm.

1.5 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor studiate

ModelTip motorArhitectura si amplasare motorNr supape cilindruDistributie Transmi-sie, nr trepteAmbreiajTractiune

Neoplan TourlinerDiesel 6L, longitudinal, spate4Lant de pinioaneManuala,6Monodisc,uscatSpate ,4x2

MAN TitaniumDiesel6L, longitudinal, spate4Lant de pinioaneManuala,6Monodisc,uscatSpate ,4x2

Mercedes TurismoDiesel6L, longitudinal, spate4Lant de pinioaneManuala,6Monodisc,uscatSpate ,4x2

Volvo B12BDiesel6L, longitudinal, spate4Lant de pinioaneManuala,6Monodisc,uscatSpate ,4x2

Iveco Bus DeltaDiesel6L, longitudinal, spate4Lant de pinioaneManuala, 6Monodisc,uscatSpate ,4x2

Tabelul 1.6 Analiza parametrilor constructivi

Toti constructorii au adoptat aceleasi solutii in ceea ce priveste arhitectura cilindrilor motorului si dispunerea acestuia, anume 6 in linie, longitudinal, la puntea spate. Transmisia este manuala, cu sase rapoarte pentru mersul inainte, standard la toate modelele. Ambreiajul este de tip monodisc uscat.

Figura 1.5 Neoplan Tourliner

Figura 1.6 MAN Titanium

Figura 1.7 Mercedes Turismo

Figura 1.8 Volvo B12B

Figura 1.9 Iveco Bus Delta

Capitolul II Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru autocarul impus prin tema de proiect

2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai auto-carului, precum si a subansamblelor acestuia

2.1.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali exteriori

Pentru determinarea parametrilor dimensionali ai automobililui ce se proiecteaza se foloseste metoda intervalului de incredere, metoda prezentate in continuare:a) Calculul mediei valorilor cunoscute de la modelele similare = , unde este valoarea parametrului pentru modelul j, iar N este numarul de modele similare.b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv =c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv =100 [%]d) Determinarea intervalului de incredere = (-t,+t) ,t ales din tabel.e) Alegerea valorii parametrului din interval, x . In continuare se determina parametrii dimensionali ai modelului ce se proiecteaza, pornind de la tabelul 1.2 din capitolul anterior. Rezultatele sunt centralizate in tabelul 2.1.

Modellungimelatimeinaltimeecartament fataecartament spateampatament

1243925513680204418296448

143.5932.4787.7323.6616.2498.09

[%]2.051.832.361.551.070.96

12321-12679 2547-25503660-27102041-20521828-18406432-6576

Parametru ales X [mm]1250025503710205018306500

Tabelul 2.1 Parametrii dimensionali ai modelului proiectat

.1.2 Determinarea parametrilor masiciSe procedeaza ca la paragraful anterior, pornindu-se de la tabelul 1.3 din capitolul I. Rezultatele sunt prezentate in tabelul 2.2.

Modelmasa proprie [kg]masa utila [kg]masa totala [kg]

13785445018210

119.6578.29154.66

[%]1.827.642.93

13670-138214388-452118108-18316

Parametru ales X [kg]13700450018200

Tabel 2.2 Parametrii masici

2.1.3 Determinarea parametrilor dimensionali si masici ai subansamblelor modelului ce se proiecteazaParametrii masici ai principalelor subansamble se calculeaza cu proportiile cunoscute pentru fiecare subansamblu functie de tipul si clasa auto-vehiculului ce se proiecteaza, consultand literatura de specialitate. Acestea sunt prezentate in tabelul 2.3.

Numar curentDenumire subansambluPondere (%)Masa subansamblu(kg)

1Motor-transmisie 8,71192

2Rezervor de combustibil2,55350

3Puntea fata 6,7918

4Puntea spate7,81069

5Suspensie fata4,15568

6Suspensie spate5,15705,5

7Sistem de directie0,5550

8Echipament interior 5,1700

9Sistem de franare 0,73100

10Caroserie,usi si geamuri58,578024

Tabelul 2.3 Ponderile si parametrii masici ale principalelor subansamble

2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiv a postului de conducere

Postul de conducere este de tip avansat, specific autobuzelor interurbane. Numarul de locuri 48+1, impus prin tema de proiect i principalele dimensiuni interioare si exterioare ale autocarului ce se proiecteaza se poate observa in desenul numarul 1.2.3 Intocmirea schitei de organizare generala a automobiluluiSchita de organizare generala a autovehicului este ilustrata in desenul numarul 1, peste care se suprapun principalele subansambluri ale autocarului.2.4 Determinarea pozitiei centrului de masa pentru automobilPentru determinarea pozitiei centrului de masa se foloseste schita de organizare generala. Se stabileste pozitia centrului de masa pentru fiecare subansamblu si avand determinata anterior masa acestora, se calculeaza centrul de masa cu formulele:

= (2.1) = (2.2)

Se alege un sistem de coordonate convenabil cu originea in coltul din stanga fata al paralelipipedului ce incadreaza autocarul, la nivelul solului. Se determina centrul de greutate pentru doua situatii, autocarul gol, echipat in ordine de mers, si plin, cu pasageri si marfa, avand masa maxima autorizata.

Situatia [mm][mm]Sarcina pe puntea fata [kg]Sarcina pe puntea spate [kg]

Gol 692515234975 (35%)8725 (65%)

Plin 627518978190 (65%)10010 (55%)

Tabelul 2.4 Pozitia centrului de greutate si repartitia sarcinii pe punti

Pentru stabilirea repartitiei pe punti se folosesc formulele: = (2.3) = (2.4)unde a este distana de la axa punii fa la centru de greutate;b este distana de la axa punii spate la centrul de greutate;L este ampatamentul autocarului

2.5 Alegerea anvelopelor si a jantelorPentru autocamionul ce se proiecteaza se aleg anvelope Matador,cu inscriptionarea 295/80 R 22,5 152/148 R.295 reprezinta latimea sectiunii anvelopei, in mm;80 reprezinta raportul nominal de aspect al anvelopei, inprocente;R semifica tipul anvelopei, radial;22,5 reprezinta diametrul jantei anvelopei, in toli;152/148 reprezinta indice de sarcina al anvelopei, pentru utilizarea simpla/jumelata;R reprezinta indicele de viteza maxima, 170 km/h, mai mare ca viteza maxima impusa prin tema de proiect.

Figura 2.1 Anvelopa aleasa

Capitolul III Determinarea marimilor necesare calculului de tractiune

3.1 Determinarea coeficientului rezistentei la rulare f

Avand in vedere viteza pana la cea maxima a autocamionului si caracteristicile pneului, putem determina coeficientul de rezistenta la rulare folosind exprimarea parabolica: (3.1) unde este coeficientul de rezistenta la rulare la viteza mica, si sunt coeficienti de influenta a vitezei asupra coeficientului de rezistenta la rulare(f04=0).Considerand tipul anvelopei, anume 295/80 R22,5 si consultand lucrarea [1] se aleg urmatoarele valori:

=0,00683

=0,0491*

=0,482*

Figura 3.1 Variatia coeficientului f

V [km/h]f0f01f02f04f

00.006830.000004910.00000004800.00683

50.006830.000004910.00000004800.006856

100.006830.000004910.00000004800.006884

150.006830.000004910.00000004800.006914

200.006830.000004910.00000004800.006947

250.006830.000004910.00000004800.006983

300.006830.000004910.00000004800.007021

350.006830.000004910.00000004800.007061

400.006830.000004910.00000004800.007103

450.006830.000004910.00000004800.007148

500.006830.000004910.00000004800.007196

550.006830.000004910.00000004800.007245

600.006830.000004910.00000004800.007297

650.006830.000004910.00000004800.007352

700.006830.000004910.00000004800.007409

750.006830.000004910.00000004800.007468

800.006830.000004910.00000004800.00753

850.006830.000004910.00000004800.007594

900.006830.000004910.00000004800.007661

950.006830.000004910.00000004800.00773

1000.006830.000004910.00000004800.007801

1050.006830.000004910.00000004800.007875

1100.006830.000004910.00000004800.007951

1150.006830.000004910.00000004800.008029

1200.006830.000004910.00000004800.00811

1250.006830.000004910.00000004800.008194

1300.006830.000004910.00000004800.00828

1350.006830.000004910.00000004800.008368

1400.006830.000004910.00000004800.008458

1450.006830.000004910.00000004800.008551

1500.006830.000004910.00000004800.008647

1600.006830.000004910.00000004800.008844

Tabelul 3.1 Calculul coeficientului f

3.2 Determinarea marimilor aerodinamice

Pentru a putea intocmi un bilant corect de tractiune avem nevoie si de valoare rezistentei aerului, pentru care avem formula: ,in care daca inlocuim factorul aerodinamic relatia devine: Aria A [ o putem calcula cu formula: (3.2)unde E = 2050 mmeste ecartamentul Ha =3710 mm este inaltimea autocarului iar k este un coeficient de corectie al ariei, pe care putem sa il luam 1 pentru o aproximatie cu eroare de maxim 10%. In cazul de fata avem A=7,60 Coeficientul de rezistenta la frecarea cu aerul Cx are o valoare de 0.70, considerand inaltimea mare a partii frontale a autocarului si forma acestuia slab profilata aerodinamic din considerente de maximizare a spatiului util.

3.3 Determinarea randamentului transmisiei

Tinand cont de organizarea generala a autocarului, cu amplasarea motorului la puntea spate i transmiterea miscarii intre schimbatorul de viteze si carterul puntii prin intermediul unui arbore cardanic, si mai departe, spre roti, printr-un angrenaj conic si arbori planetari, consultanad lucrarea [2], se alege un randament total al transmisiei .

Capitolul IVDeterminarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare

4.1 Determinarea rezistentelor la inaintare in functie de viteza autocarului

In calculul rezistentelor se vor folosi urmatoarele formule de calcul:

-Rezistenta la rulare: Rrul= f *Ga*cos(p) [daN] (4.1)

-Rezistenta la panta: Rp= Ga*sin(p) [daN] (4.2)

-Rezistenta aerului: Ra= (k*A* )/13 [daN] (4.3)unde k=coeficientul aerodinamic, k= 0,06125*cx=0,0428;,masa maxima totala a autocarului;A=7,60 ;

Figura 4.1 Rezistentele la inaintarea in palierIn figura 4.1 se observa in jurul vitezei de 70 km/h rezistenta aerului devine mai mare ca rezistenta la rulare. Aceasta din urma se mentine relativ constanta , mai ales pe palierul 0-50 km/h. la viteza maxima impusa prin tema de proiect, rezistenta toala are valoarea de 720 daN.

V [km/h]fRrul [daN]Rp [daN]Ra [daN]Rtot [daN]

00.00683124.30600124.306

50.006856124.7746500.625538125.4002

100.006884125.2869802.502154127.7891

150.006914125.8429905.629846131.4728

200.006947126.44268010.00862136.4513

250.006983127.08605015.63846142.7245

300.007021127.7731022.51938150.2925

350.007061128.50383030.65138159.1552

400.007103129.27824040.03446169.3127

450.007148130.09633050.66861180.7649

500.007196130.9581062.55385193.5119

550.007245131.86355075.69015207.5537

600.007297132.81268090.07754222.8902

650.007352133.805490105.716239.5215

700.007409134.841980122.6055257.4475

750.007468135.922150140.7462276.6683

800.00753137.0460160.1378297.1838

850.007594138.213530180.7806318.9941

900.007661139.424740202.6745342.0992

950.00773140.679630225.8194366.499

1000.007801141.97820250.2154392.1936

1050.007875143.320450275.8625419.1829

1100.007951144.706380302.7606447.467

1150.008029146.135990330.9098477.0458

1200.00811147.609280360.3101507.9194

1250.008194149.126250390.9615540.0878

1300.00828150.68690422.864573.5509

1350.008368152.291230456.0175608.3088

1400.008458153.939240490.4221644.3614

1450.008551155.630930526.0778681.7088

1500.008647157.36630562.9846720.3509

1600.008844160.968080640.5514801.5195

Tabelul 4.1 Calculul rezistentelor la inaintare in palier

4.2 Determinarea rezistentelor la inaintare in functie de viteza autocarului pentru un drum modernizat cu panta de 5% si fara vant

La rularea in panta, evident rezistenta data de panta nu va mai fi nula, ci va depinde in mod direct de gradul de inclinare al caii de rulare fata de orizontala. Se stie ca

(4.4)si rezulta ca =arctg (p) =arctg (0.05)=2,86 grade.De asemenea de rularea in panta va fi afectata si rezistenta la rulare, asa cum se vede in relatia (4.1) prin care este definita.

Figura 4.2 Rezistentele la inaintarea pe un drum cu panta de 5%

In figura 4.2 se observa influenta majora a unei pante de 5%, asa incat rezistenta totala la viteza de 150 km/h creste cu peste 100%.V [km/h]fRrul [daN]Rp [daN]Ra [daN]Rtot [daN]

00.00683123.06294908.10155801031.164

50.006856123.526904908.1015580.6255381032.254

100.006884124.03411908.1015582.5021541034.638

150.006914124.58456908.1015585.6298461038.316

200.006947125.178253908.10155810.008621043.288

250.006983125.81519908.10155815.638461049.555

300.007021126.495369908.10155822.519381057.116

350.007061127.218792908.10155830.651381065.972

400.007103127.985458908.10155840.034461076.121

450.007148128.795367908.10155850.668611087.566

500.007196129.648519908.10155862.553851100.304

550.007245130.544915908.10155875.690151114.337

600.007297131.484553908.10155890.077541129.664

650.007352132.467435908.101558105.7161146.285

700.007409133.49356908.101558122.60551164.201

750.007468134.562929908.101558140.74621183.411

800.00753135.67554908.101558160.13781203.915

850.007594136.831395908.101558180.78061225.714

900.007661138.030493908.101558202.67451248.807

950.00773139.272834908.101558225.81941273.194

1000.007801140.558418908.101558250.21541298.875

1050.007875141.887246908.101558275.86251325.851

1100.007951143.259316908.101558302.76061354.121

1150.008029144.67463908.101558330.90981383.686

1200.00811146.133187908.101558360.31011414.545

1250.008194147.634988908.101558390.96151446.698

1300.00828149.180031908.101558422.8641480.146

1350.008368150.768318908.101558456.01751514.887

1400.008458152.399848908.101558490.42211550.924

1450.008551154.074621908.101558526.07781588.254

1500.008647155.792637908.101558562.98461626.879

1600.008844159.358399908.101558640.55141708.011

Tabelul 4.2 Calculul rezistentelor la inaintarea pe un drum cu panta de 5%

4.3 Determinarea puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare pentru deplasarea in palier, respectiv pe un drum cu panta de 5%

Pentru invingerea rezistentelor calculate la paragrafele anterioare, motorul autocarului va trebui sa furnizeze o anumita putere. Puteriel necesare invingerii rezistentelor la inaintare se calculeaza cu formulele: Prul=V/360 [kw] (4.5) Pp=V/360 [kw] (4.6) Pa=RaV/360 [kw] (4.7)

Figura 4.3 Puterea necesara la deplasarea in palier

V [km/h]Prul[kw]Pp [kwPa [kw]Ptot [kw]

00000

51.73298100.0086881.741669

103.48019400.0695043.549698

155.24345800.2345775.478035

207.02459300.5560347.580628

258.8254201.0860049.911424

3010.6477601.87661512.52437

3512.4934302.97999615.47342

4014.3642504.44827318.81252

4516.2620406.33357722.59562

5018.1886308.68803426.87666

5520.14582011.5637731.70959

6022.13545015.0129237.14837

6524.15932019.0876143.24694

7026.21927023.8399750.05924

7528.31711029.3221157.63923

8030.45467035.5861966.04085

8532.63375042.6843175.31806

9034.85619050.6686185.5248

9537.12379059.5912396.71502

10039.43839069.50427108.9427

10541.8018080.45988122.2617

11044.21584092.51019136.726

11546.682330105.7073152.3896

12049.203090120.1034169.3065

12551.779950135.7505187.5305

13054.414710152.7009207.1156

13557.109210171.0066228.1158

14059.865260190.7197250.585

14562.684680211.8925274.5771

15065.569290234.5769300.1462

16071.541370284.6895356.2309

Tabelul 4.3 Calculul puterii necesare la inaintarea in palier

In tabelul 4.3 se observa ca la viteza de deplasare de 150 km/h, rezistentele la inaintare sunt de aproximativ 300 kw. Daca tinem cont de randamentul transmisiei ales la capitolul 3 (92%), rezulta ca motorul trebuie sa furnizeze 326 kw (443 cai putere).

Figura 4.4 Puterea necesara deplasarii pe un drum cu panta de 5%

V [km/h]Prul [kw]Pp [kw]Pa [kw]Ptot [kw]

00000

51.71565112.612520.00868814.33686

103.44539225.225040.06950428.73994

155.19102337.837560.23457743.26317

206.95434750.450090.55603457.96047

258.73716663.062611.08600472.88578

3010.5412875.675131.87661588.09303

3512.3684988.287652.979996103.6361

4014.22061100.90024.448273119.5691

4516.09942113.51276.333577135.9457

5018.00674126.12528.688034152.82

5519.94436138.737711.56377170.2459

6021.91409151.350315.01292188.2773

6523.91773163.962819.08761206.9681

7025.95708176.575323.83997226.3723

7528.03394189.187829.32211246.5439

8030.15012201.800335.58619267.5367

8532.30741214.412942.68431289.4046

9034.50762227.025450.66861312.2016

9536.75255239.637959.59123335.9817

10039.04401252.250469.50427360.7987

10541.38378264.86380.45988386.7066

11043.77368277.475592.51019413.7593

11546.21551290.088105.7073442.0108

12048.71106302.7005120.1034471.515

12551.26215315.313135.7505502.3257

13053.87057327.9256152.7009534.497

13556.53812340.5381171.0066568.0828

14059.26661353.1506190.7197603.1369

14562.05783365.7631211.8925639.7134

15064.9136378.3756234.5769677.8662

16070.82596403.6007284.6895759.1161

Tabelul 4.4 Calculul puterii necesare la deplasarea pe un drum cu panta de 5%

Se constata ce la deplasarea pe un drum cu panta de 5%, motorul furnizand puterea determinate anterior, viteza maxima ce o poate atinge autocarul se gaseste undeva in intervalul 85-90 km/h.

Capitolul V Predeterminarea caracteristicii de turatie si alegerea motorului

5.1 Predeterminarea caracteristicii de turatie la sarcina totala a motorului

Analizand tabelul caracteristicilor modele similare de la subcapitolul solutia constructiva din cadrul capitolului 1, se alege un coeficient de adaptabilitate ca= 1.192 si un coeficient de elasticitate ce=0,55 si se calculeaza coeficientii:

Formula de calcul a caracteristicii de turatie este urmatoarea: n (5.2) n (5.3)

Turatia medie reprezinta media aritmetica intre turatia de putere maxima si turatia de moment maxim.

rpm, (5.4)unde =2000 rpm;=1100 rpm.Avand ales coeficientul de adaptabilitate si stiind puterea maxima a motorului si folosind formula:

P [kw], n [rpm] (5.5)se calculeaza momentul la turatia de putere maxima si momentul motor maxim =1856 Nm.

Figura 5.1 Caracteristica de turatie la sarcina totala a motorului

nPe

6000.9051.0430.948110.7663

6500.9051.0430.948121.1901

7500.9051.0430.948142.1538

8000.9051.0430.948152.6358

8500.9051.0430.948163.0792

9000.9051.0430.948173.4551

9500.9051.0430.948183.7346

10000.9051.0430.948193.8885

10500.9051.0430.948203.888

11000.9051.0430.948213.7041

11500.9051.0430.948223.3078

12000.9051.0430.948232.6701

12500.9051.0430.948241.7621

13000.9051.0430.948250.5548

13500.9051.0430.948259.0192

14000.9051.0430.948267.1264

14500.9051.0430.948274.8473

15000.9051.0430.948282.153

15500.9051.0430.948289.0145

16000.7261.5481.274299.6696

17000.7261.5481.274310.7219

17500.7261.5481.274315.228

18000.7261.5481.274319.0021

18500.7261.5481.274322.0053

19000.7261.5481.274324.1986

19500.7261.5481.274325.5432

20000.7261.5481.274326

Tabelul 5.1 Calculul caracteristicii de turatie a motorului

5.2 Alegerea motorului

Pentru alegerea motorului se traseaza caracteristicile de turatie pentru doua motoare de la modelele similare cu parametrii nergetici cat mai asemanatori cu cei predeterminati la 5.1.Motorul modelului Neoplan TourlinerPutere maxima: 324 kwMoment maxim: 210 daNmTuratia de putere maxima: 1900 rpmTuratia de moment maxim: 1000-1400 rpmCoeficientul de adaptabilitate: 1,29Coeficientul de elasticitate: 0,52

nPeMe

6000.951.311.25126.7724201.885

6500.951.311.25131.772193.7048

7500.951.311.25154.7036197.0923

8000.951.311.25166.1296198.421

8500.951.311.25177.4782199.5064

9000.951.311.25188.7112200.3484

9500.951.311.25199.7904200.9471

10000.951.311.25210.6775201.3024

10500.951.311.25221.3344201.4143

11000.951.311.25231.7228201.2829

11500.951.311.25241.8046200.9081

12000.951.311.25251.5416200.29

12500.951.311.25260.8955199.4285

13000.951.311.25269.8282198.3237

13500.951.311.25278.3014196.9755

14000.951.311.25286.2769195.384

14500.951.311.25293.7166193.5491

15001.170.650.82292.4831186.3118

15501.170.650.82298.4397183.9736

16001.170.650.82303.8842181.4758

17001.170.650.82313.1369176.0013

17501.170.650.82316.8949173.0246

18001.170.650.82320.0407169.8883

18501.170.650.82322.5492166.5923

19001.170.650.82324.3953163.1367

Tabelul 5.2 Calculul caracteristicii de turatie a motorului Neoplan

Figura 5.2 Caracteristica de turatie a motorului modelului Neoplan

Motorul modelului Man Titanium

Putere maxima: 294 kwMoment maxim: 190 daNmTuratia de putere maxima: 1900 rpmTuratia de moment maxim: 1000-1400 rpmCoeficientul de adaptabilitate: 1,29Coeficientul de elasticitate: 0,52

nPeMe

6000.951.311.25115.0342183.192

6500.951.311.25125.9111185.0892

7500.951.311.25147.6577188.1159

8000.951.311.25158.4471189.2453

8500.951.311.25169.127190.1186

9000.951.311.25179.6572190.736

9500.951.311.25189.9975191.0975

10000.951.311.25200.1077191.2029

10500.951.311.25209.9477191.0524

11000.951.311.25219.4773190.6459

11500.951.311.25228.6562189.9835

12000.951.311.25237.4443189.065

12500.951.311.25245.8015187.8906

13000.951.311.25253.6874186.4602

13500.951.311.25261.062184.7739

14000.951.311.25267.8851182.8315

14500.951.311.25274.1164180.6332

15001.170.650.82272.0454173.2929

15501.170.650.82276.908170.7004

16001.170.650.82281.2181167.94

17001.170.650.82288.0754161.9153

17501.170.650.82290.5699158.6511

18001.170.650.82292.4063155.219

18501.170.650.82293.5585151.619

19001.170.650.82294147.8511

Tabelul 5.3 Calculul caracteristicii de turatie la motorul modelului Man Titanium

Figura 5.3 Caracteristica de turatie a motorului modelului Man

Se remarca ca cele doua motoare au aceiasi coeficienti si aceleasi turatii de moment si putere maxima, diferind doar valoarea acetora, lucru datorat faptului ca sunt produse de acelasi producator in doua variante de putere.

Figura 5.4 compararea caracteristicilor celor trei motoare

Studiand graficul din figura 5.4 se alege motorul modelului Neoplan Tourliner deoarece aliura curbelor de putere si moment este superioara celor predeterminate la 5.1; puterea maxima a motorului 324 kw est aproape identica cu cea predeterminata, 326 kw.

Capitolul VI Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei mecanice

6.1 Determinarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Pentru a calcula raportul de transmitere al transmisiei principale i0 se va folosi criteriul vitezei maxime ce poate fi atinsa de autocar in treapta de priza directa (isv=1) .Conditia este exprimata matematic sub forma:

(6.1)

unde: np =turatia de putere maxima a motorului=1900 rpm.V= Vmax=150km/hrr= raza de rulare =0.93*raza staticaRaza statica a pneurilor alese la capitolul 2.5) este 522mmRezulta astfel raza de rulare rr=485,46 mm=0,4854 m.In urma calculului rezulta o valoare a lui i0=2,31Considerand ca motorul este dispus logitudinal, se va adopta o transmisie principala simpla cu roti conice(angrenaj in unghi). In cursul de dinamica autovehiculelor sunt date valori ale numarului minim de dinti ai pinionului de atac. Pentru i0=2,31 se alege zp=17 dinti.Zc=zp*i0=14*2,93=39 dinti (=zc teoretic, notat zct)Vor fi considerate 2 valori penrtu numarul final de dinti al coroanei. Suplimentar trebuie tinut cont de recomandarea ca numerele de dinti de la rotile dintate conjugate sa fie prime intre ele. Se vor considera valorile:Zc0=39 dinti, zc1=38 dinti, zc2=40 dinti .

Pentru cele 2 valori ale numarului de dinti ai coroanei se calculeaza valoarea efectiva a raportului de transmitere:i0 = zct/zp= 39/17= 2,31i01 = zc1/zp= 38/17=2,23i02 = zc2/zp= 40/17=2,35

In figura 6.1 este reprezentata variatia puterii la roata autocarului in functie de raportul de transmitere al transmisiei principale. Se observa ca adoptarea ar duce la obtinerea unei viteze maxima mai mari, dar la o rezerva de putere mai mica. Asadar se alege , care ofera o rezerva de putere mai mare si o viteza maxima de 147 km/h, apropiata de cea impusa in tema de proiect.

Figura 6.1 Variatia puterii la roata in functie de raportul de transmitere al transmisiei principale

n [rpm]Pe [kw]Pr [kw]V0 [km/h]V01 [km/h]V02 [km/h]

600126.7724116.630647.5313849.2365446.72233

650131.772121.230251.4923253.3395850.61586

750154.7036142.327359.4142261.5456758.40291

800166.1296152.839263.3751765.6487262.29644

850177.4782163.2867.3361269.7517666.18997

900188.7112173.614371.2970673.8548170.0835

950199.7904183.807175.2580177.9578573.97703

1000210.6775193.823379.2189682.060977.87055

1050221.3344203.627683.1799186.1639481.76408

1100231.7228213.18587.1408690.2669985.65761

1150241.8046222.460391.1018194.3700389.55114

1200251.5416231.418395.0627598.4730893.44466

1250260.8955240.023999.0237102.576197.33819

1300269.8282248.2419102.9846106.6792101.2317

1350278.3014256.0373106.9456110.7822105.1252

1400286.2769263.3747110.9065114.8853109.0188

1450293.7166270.2193114.8675118.9883112.9123

1500292.4831269.0845118.8284123.0913116.8058

1550298.4397274.5645122.7894127.1944120.6994

1600303.8842279.5734126.7503131.2974124.5929

1700313.1369288.0859134.6722139.5035132.3799

1750316.8949291.5433138.6332143.6066136.2735

1800320.0407294.4375142.5941147.7096140.167

1850322.5492296.7453146.5551151.8127144.0605

Tabelul 6.1 Calculul puterii la roata in functie de

6.2 Determinarea raportului de transmitere in prima treapta a schimbatorului de viteze

Alegerea raportului de transmitere in prima treapta a schimbatorului de viteze se va face avand in vedere criteriul pantei maxime:

(6.2)

Panta maxima impusa prin tema de proiectare este de 25%. pmax =arctg (pmax)= 14 (6.3)

= 0,007* cos(14) + sin(14) =0,248 (6.4)

(6.5)

PARTEA A II-A CALCULUL SI PROIECTAREA AMBREIAJULUI

Capitolul ISolutii constructive posibile pentru ambreiaj si alegerea justificata a solutiei constructive pentru ambreiajul care se proiecteaza

1.1 Rolul ambreiajului pe automobil

Ambreiajul este un organ de masina care prin cuplare transmite un moment de putere a unei miscari de rotatie, sau ntrerupe aceasta miscare de rotatie prin decuplare. Ambreiajele sunt folosite n mecanismele care au 2 axe, n general unul dintre ele este antrenat de un motor, iar celalalt antreneaza cealalta parte a mecanismului. Ambreiajul este inclus n transmisia automobilului datorita dezavantajelor caracteristice motorului cu ardere interna:- imposibilitatea pornirii sub sarcina-existenta unei zone de functionare instabile-rotatia neuniforma al arborelui cotit (cu socuri de cuplu) La cuplarea ambreiajului,eliberand pedala mecanismului de comanda, prin frecarea ce ia nastere intre suprafetele de contact ale volantului si discul de presiune pe de o parte si suprafetele discului condus pe de alta parte , momentul motor este transmis arborelui primar al cutiei de viteza si mai departe , prin celelalte organe ale transmisiei , la rotile motoare.Daca se apasa asupra pedalei mecanismului de comanda al ambreiajului , forta se transmite prin parghia cu furca la mansonul discului de presiune si invingand forta dezvoltata de arc/arcuri ,departeaza discul de frecare , iar momentul motor nu se transmite catre cutia de viteze.Decuplarea este necesara la oprirea si frnarea totala a automobilului sau schimbarea treptelor de viteza, iar cuplarea este necesara la pornirea din loc si dupa schimbarea treptelor de viteza. Ambreiajul trebuie sa indeplineasca anumite conditii : -sa permita decuplarea completa si cat mai rapida a motorului de transmisie , pentru ca schimbarea treptelor sa se faca fara socuri;-sa decupleze cu eforturi minime din partea conducatorului , fara a se obtine insa o cursa la pedala mai mare de 120-200 mm .Forta la pedala necesara declupari nu trebuie sa depaseasca 150 N la autoturisme si 250 N la autocamioane si autobuze;-partile conduse sa aiba o greutate cat mai redusa pentru ca schimbarea treptelor sa se faca fara socuri;-sa fie suficient de progresiv pentru a se evita pornirea brusca din loc a automobilului ; -sa asigure in stare cuplata o imbinare perfecta intre motor si transmisie;-sa permita eliminarea caldurii care se produce in timpul procesului de cuplare prin patinarea suprafetelor de frecare ; -sa amortizeze vibratiile ce se produc in transmisie ; -sa aiba o constructie simpla si ieftina ; -sa fie cat mai usor de intretinut si de reglat si sa ofere siguranta ;Ambreiajele se clasifica dupa principiul de functionare si dupa tipul mecanismului de comanda .Dupa principiul de functionare ambreiajele pot fi : mecanice, hidrodinamice, combinate si electromagnetice .Dupa tipul mecanismului de comanda ,ambreiajele pot fi cu comanda : mecanica , hidraulica , pneumatica si electrica . Dupa modul de realizare a comenzi ,ambreiajele pot fi :neautomate si automate.

1.2 Prezentarea a doua solutii constructive de ambreiaj 1.2.1 Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice

Figura 1.1 Ambreiajul GF 380 KR/WGSZ, utilizat al autovehiculele Roman1-rulment de sprijin al arborelui;2-volant motor3-coroana volant;4-disc condus;5-disc de presiune;6-carcasa ambreiaj;7-arcuri de presiune;8-rulment de presiune;9-arbore ambreiaj;10-parghie de debreiere;11-butuc disc condus;12-indel de debreiereDiscul de presiune 5 este solidar la rotatie cu volantul 2, care este fixat cu suruburi de flansa arborelui cotit al motorului. Solidarizarea la rotatie a discului de presiune cu volantul se realizaeaza cu ajutorul unor proeminente care intra in niste ferestre ale carcasei 6. Carcasa este fixata prin suruburi de volant.Discul condus 4 este asezat intre discul de presiune si volant si se poate deplasa axial pe arborele ambreiajului, prevazut cu caneluri ca si butucul discului. Arborele ambreiajului, care este si arborele primar al schimbatorului de viteze , se sprijina pe doi rulmenti, unul montat pe arborele cotit al motorului, iar al doilea in carterul schimbatorului de viteze. Pe discul condus sunt fixate prin intermediul unor nituri doua garnituri de frecare care au un coeficient de frecare mare.Arcurile de presiune 7 care realizeazaforta de apasare dintre suprafetele de frecare, sunt dispuse intre discul de presiune si carcasa ambreiajului. Mentinerea arcurilor in pozitie corespunzatoare se realizeaza cu ajutorul unor bosaje de ghidare de pe discul de presiune.Capetele interioare ale parghiilor de debreiere sunt actionate prin intermediul unui inel de debreiere, montat pe capetele celor sase parghii de debreiere, cu ajutorul unor arcuri.1.2.2 Ambreiaj monodisc cu arc central diafragma

La unele tipuri de ambreiaje rolul arcurilor de presiune este indeplinit de un arc central sub forma de diafragma, format dintr-un disc de otel subtire si prevazut cu taieturi radiale. Arcul diafragma are forma tronconica si indeplineste atat rolul arcurilor periferice cat si al parghiilor de debreiere.

Figura 1.2 Ambreiaj monodisc cu arc central diafragma1-cablu de ationare;2-furca;3-arc de readucere;4-carcasa ambreiaj;5-carter ambreiaj;6-coroana volant;7-surub de fixare;8-volant;9-disc condus;10-disc de presiune;11-arc tip diafragma;12-stift;13-disc;14-rulment de presiune;15-arbore ambreiaj;16-articulatie sferica;17-garnituri amortizor oscilatii de torsiune;18,19- inele;20-manson;21-element de legatura.La decuplare miscarea se transmite de la pedala ambreiajului furcii 2, prin cablul 1, iar rulmentul de presiune 14 este deplasat spre dreapta si apasa, prin intermediul mansonului 20, asupra partii interioare a diafragmei pe care o deformeaza in raport cu inelul 19. Partea exterioara a diafragmei se va deplasa spre stanga antrenand dupa sine si discul de presiune prin intermediul elementelor de legatura 21. In felul acesta discul condus 9 nu mai este apasat pe volant de catre discul de presiune 10, iar legatura dintre motor si schimbatorul de viteze se intrerupe.

1.3 Prezentarea solutiei constructive pentru componentele ambreiajului1.3.1 Solutii constructive pentru partea conducatoare

Discul de presiune sau partea conducatoare a ambreiajului sunt solidarizate in rotatie cu volantul motorului si trebuie sa aiba posibilitatea, ca in momentul decuplarii sau cuplarii ambreiajului, sa se deplaseze axial. Solidarizarea in rotatie a discului de presiune cu volantul se poate realiza in mai multe feluri.

Figura 1.3 Solidarizarea discului de presiune cu volantul motorului.

In figura 1.3 a) se prezinta solidarizarea prin intermediul umerilor 2 ale discului care intra in ferestrele 3 ale carcasei ambreiajului, care este fixata de volant.In figura 1.3 b) solidarizarea discului de presiune cu volantul se face prin stifturile 1 montate pe carcasa ambreiajului 4.Primele doua solutii se folosesc pentru ambreiaje monodisc, iar solutiile c) si d) pentru cele bidisc.

1.3.2 Solutii constructive pentru partea condusa

La ambreiajele autovehiculelor se utilizeaza doua tipuri de discuri conduse: discuri simple si discuri cu element elastic suplimentar si amortizor pentru oscilatiile de torsiune .In cazul discului condus fara elemente elastice suplimentare si fara amortizor pentu oscilatii de torsiune legatura intre discul propriu-zis si butuc este rigida si se obtine prin intermediul niturilor. Figura 1.4 Disc condus simplu1- Garnituri de frictiune;2-disc;3-nit pentru fixarea discului de butuc;4-butuc;5-nituri pentru fixarea garniturilor pe disc;6-disc auxiliarPentru discul condus cu element elastic suplimentar si amortizor pentru oscilatii de torsiune legatura dintre discul propriu-zis si butuc se realizeaza prin intermediul unui elment elastic suplimentar compus din mai multe arcuri elicoidale (pentru a evita rezonanta unui singur arc).

Figura 1.5 Disc condus cu element elastic suplimentar si amortizor de oscilatii de torsiune

Garniturile de frictiune ale discului se fabrica din material pe baza de fibra de sticla,kevlar sau carbon impregnate cu liant si infasurate intr-o rasina sintetica. Cerintele principale fata de garniturile de frictiune ale ambreiajelor sunt urmatoerele: sa asigure coeficientul de frecare dorit si asupra lui sa influenteze putin variatiile de temperatura, ale vitezei de alunecare si ale presiunii specifice, sa aiba o rezistenta ridicata la uzura , sa isi refaca rapid proprietatile de frictiune initiale etc. Fixarea garniturilor de frictiune pe disc se face cu nituri (cel mai raspandit) sau prin lipire cu cleiuri speciale.Niturile pentru fixarea garniturilor de frecare sunt de tipul cu cap inecat si se executa din otel moale , cupru sau aluminiu. Niturile se executa dintr-un material moale pentru a preveni deteriorarea suprafetelr de frecare . Diametrul niturilor este de obicei 46 mmFixarea garniturilor prin lipire elimina orificiile pentru nituri marind in felul acesta suprafata de frecare si in acelasi timp permite o mai buna utilizare a grosimii garniturii. In schimb aceasta metoda nu permite utilizarea arcurilor plate si in consecinta elasticitatea axiala a discului scade.Elementul elastic suplimentar are rolul de a reduce sarcinile dinamice care apar la cuplarea brusca a ambreiajului, eliminand totodata posibilitatea aparitiei rezonantei de inalta frecventa.

Figura 1.6 Construcita discului cu element elastic suplimantar si amortizor pentru oscilatiile de torsiune

Cel mai utilizat amortizor pentru oscilatiile de torsiune este cel cu frictiune. Diferite variante constructive sunt prezentate in figura 1.7.

Figura 1.7 Amortizoare cu frictiune

1.3.3 Solutii constructive pentru mecanismul interior de actionare

Parghile de debreiere pot fi rigide sau elastice. Ele trebuie sa permita deplasarea discului de presiune la decuplare, paralela cu el insusi. Aceasta solutie poate fi satisfacuta prin mai multe solutii constructive. In figura 1.8 sunt prezentate princiupalele tipuri de parghii de actionare, atat rigide (a si b) cat si elastice (c si d). Figura 1.8 Parghii de debreiere

1.3.4 Solutii constructive pentru mecanismul exterior de actionare

Mecanismele de actionare a ambreiajelor trebuie sa asigure o cuplare perfecta si o decuplare rapida,forta aplicata la pedala, necesara de cuplarii ambreiajului sa nu fie prea mare (100-150 daNm pentru autoturisme), cursa totala a pedalei sa nu fie mai mare de 150 mm, si pe masura uzu-rii garnturilor de frictiune trebuie sa permita reglarea sistemului pentru a asigura presiunea uniforma a tuturor arcurilor. Constructia mecanismului de actionare mecanica a ambreiajului este prezentata in figura urmatoare.

Fig 1.9Constructia mecanismului exterior de actionare a ambriajului

El consta dintr-un sistem de parghii, bare si tije legate de dispozitivul de decuplare. Datorita faptului ca motorul este montat pe cadrul automobilului prin intermediul unor articulatii elastice de cauciuc,unul din elementele mecanismului de actionare trebuia se fie cu articulatie sferica. Dispozitivul de decuplare este format dintro bucsa prevazuta cu rulmenti de presiune sau cu inel de grafit, actionata de o furca. Mecanismul de actionare hidraulica a ambreiajului a capatat o mare raspandire.Constructia mecanismului este prezentata in figura. Acest mecanism de actionare prezinta o serie de avantaje: randament mai ridicat decat cel mecanic,simplitatea schemei si posibilitatea actionarii de la distanta, cuplarea lina a ambreiajului etc. O imbunatatire radicala a actioanrii hidraulice se obtine prin eliminarea furcii de decuplare, respectiv prin montarea cilindrului de lucru direct pe arborele ambreiajului, care actioneaza mansonul de decuplare.

Fig 1.10 Constructia mecanismului de actionare hidraulica a ambreiajului

1.4 Alegerea solutiei constructive pentru ambreiajul ce se proiecteaza

Ambreiajul ce se proiecteaza va fi de tip monodisc uscat, simplu, cu arc central tip diafragma. Mecanismul de actionare va fi hidraulic, datorita gabaritului mare, specific autocarelor.

Capitolul II Calculul partii conduse a ambreiajului

2.1 Calculul si proiectarea partii conduse2.1.1 Calculul si verificarea garniturilor de frictiune

Pentru transmiterea de catre ambreiaj a momentului motor maxim fara patinare, pe toata durata de functionare chiar si dupa uzura garniturilor de frecare este necesar ca momentul de frecare Ma al ambreiajului sa fie mai mare decat momentul maxim al motorului. Pentru aceasta se introduce in calcul un coeficient de siguranta , care ia in consideratie acest lucru si care are valoarea 1,6 pentru autocare, conform [3].

=336 daN (2.1) Pentru garniturile de frecare se alege un material metaloceramic, executat din pulberi metalice sinterizate, cu un coeficient de frecare =0,40. Raza exterioara a garniturilor de frictiune va fi : =221 mm (2.2)unde C1=3,6 reprezentand coeficient de influenta al conditiilor de exploatare si tipul autocarului. Se alege (2.3)si rezulta Se aleg garniturile de frictiune standardizate cu urmatoarele dimen-siuni: De=450mm si Di=235 mm.Presiunea specifica se adopta 15 daN/Pentru verificare dimensiunilor standardizate alese se calculeaza lucrul mecanic specific care nu trebuie sa depaseasca o valoare de de 0.75daNm/cm2.

[daNm/cm2] (2.4)

L= lucru mecanic de frecare la patinare

L=, (2.5)Ga=18200 daN, rr=0.4854 m, io=2,35, isv=4.82A= (22,52 11,72)= 1160 cm2

In urma calculelor: L= 777,23 daNm si Ls=0.7 (