Automobile Proiect

Automobile Proiect

Capitolul I : Analiza modelelor similare de automobile. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta. Mercedes-Benz SLK 200 roadster 1.1

Alegerea modelelor similare : Tabel 1.1

Alfa Romeo SPIDER

1.2

BMW Z4

Audi TT

Honda S2000

Mazda Mx-5

OPEL GT

Opel Tigra Twintop

Mercedes Benz SLK

Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori: Tabel 1.2

tip auto

Audi TT

Alfa Romeo Spider

Bmw Z4

Honda Mazda S2000 Mx-5

Opel GT

Opel MercedesTigra Benz SLK Twintop

Lungime [mm]

4041 4393

4239

4135

4020

4100

3921

4103

Latime [mm]

1764 1830

1790

1750

1720

1813

1685

1777

Inaltime [mm]

1349 1318

1291

1285

1255

1274

1364

1296

Ampatament [mm]

2422 2528

2496

2405

2330

2415

2491

2430

Ecartament [mm]

1572 1579

1511

1471

1490

1543

1429

1530

Consola fata [mm]

902

1000

890

890

876

850

730

841

Consola spate [mm]

808

865

853

840

874

835

710

832

Garda la sol [mm]

113

120

120

130

135

129

131

120

Pentru fiecare tabel se vor numerota autovehiculele de la 1 la 8 dupa cum urmeaza: 1-Audi TT ; 2-Alfa Romeo Spider; 3-Bmw Z4; 4-Honda S2000 ; 5- Mazda Mx-5 6-Opel GT; 7-Opel Tigra Twintop;

8-Mercedes SLK

Lungimea totala in functie de fiecare automobil

Latimea in functie de fiecare autovehicul

Inaltimea in functie de fiecare autovehicul

Ampatamentul in functie de fiecare autovehicul

Ecartamentul in functie de fiecare autovehicul

Consola fata in functie de fiecare autoturism

Consola spate in functie de fiecare autovehicul

Garda la sol in functie de fiecare autovehicul

1.3

Analiza principalilor parametrii masici: Tabel 1.3

Tip auto

Audi TT

Alfa Romeo Spider

Bmw Z4

Honda S2000

Mazda Mx-5

Opel GT

Masa

1285

1505

1480

1362

1090

1395

Opel MercedesTigra Benz SLK Twintop 1235

1390

proprie [kg] Masa utila [kg]

320

250

255

173

285

195

215

315

Masa totala

1605

1755

1735

1535

1375

1590

1450

1705

[kg]

Masa totala [kg]=Masa Proprie [kg] + Masa utila [kg]

Masa proprie [kg] in functie de fiecare autovehicul

Masa utila [kg] in functie de fiecare autovehicul

Masa totala [kg] in functie de fiecare autovehicul

1.4

Analiza principalilor parametrii energetici: Tabel 1.4

Tip auto

Audi

Alfa Rome

Bmw

Hond a

Mazd a Mx-

Opel

Opel Tigra

Mercedes -Benz

TT

o Spide r

Z4

S200 0

5

GT

Twinto p

SLK

1781

2198

2497

1997

1999

1998

1796

1796

120

136

150

179

118

194

92

100

Cuplu max [Nm]

225

230

250

208

188

350

165

250

Viteza maxima

218

224

242

240

217

229

204

236

0,07 4

0,077

0,13 9

0,116 0,085

0,12 2

0,063

0,058

Turatia la puterea maxima[rp m]

5700

6500

6400

8300

7000

5250

6000

5500

Turatia la cuplu maxim[rpm ]

1950 5400

4500

2750

5000

4500

4600

28005000

Cilindree [cm3] Putere max [kw]

Puterea specifica [kw/kg]

7500

*Puterea specifica [kw/kg] =puterea maxima [kw] /Masa totala [Kg]

Cilindreea [cm3] in functie de fiecare autovehicul

Puterea maxima [kw] in functie de fiecare autovehicul

Cuplu maxim [Nm] in functie de fiecare autovehicul

Viteza maxima [km/h] in functie de fiecare autovehicul

Puterea speficica [kw/kg] in functie de fiecare autovehicul

1.5

Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare: Tabel 1.5

Tip auto

Audi TT

Tip motor

transve rsal

MAS; 4 cilindrii in linie; DOHC ; 20 supape

Amplasare

Alfa Romeo Spider

Bmw

Transv er-sal

Trans versal

MAS ; 4 cilindrii in linie ; DOHC ;

Z4

MAS; 6 cilindr ii in linie; DOHC ;

16 supape 24

Honda Mazda S2000 Mx-5

Longit udinal MAS; 4 cilindr ii in linie; DOHC ;

supap e

16 supap e

Trans versal MAS; 4 cilindr ii in linie; DOHC ;

Opel GT

Opel Mercede Tigra s-Benz Twintop SLK

transve rsal

MAS; 4 MAS; 4 cilindrii cilindrii in in linie; linie; DOHC; DOHC; 16 16 supape supape

transver sal MAS; 4 cilindrii in linie; DOHC 16 supape

16 supap e

Fata

Fata

Fata

Fata

Fata

Centra l

Fata

Fata

Punte motoare

Fata

Fata

Spate

Spate

Spate

Spate

Fata

Spate

Cutie de viteze

Manual a 6+1

Manual Manu a 6+1 ala 6+1

Manu ala 6+1

Manu ala 6+1

Manual Manual a 5+1 a

Motor

5+1

Manuala 6+1

Tip suspensie fata

Tip suspensie spate

Mc.Phe arson

Indepe ndenta ;cu Indepe dubla nden-ta bascul a si bara bara antiantiruliu ruliu

Indep endenta

Mc.Ph earso n

Mc. Phear son

Indep enden -ta

Bara de Indepe torsiun ne denta

Indep endenta

Indep Indepe enden nta;cu denta dubla bascul a

bara antiruliu Mc.Ph earso n

Mc.Phe arson

Indepen denta

Indepe ndenta,basc ula si

Mc.Phea rson

bara antiruliu

Arcuri elicoidal e si bara antiruliu

Indep endenta

Indepe ndenta

Bara de Indepen torsiun den-ta , e bara de torsiune

Indep enden -ta bara antiruliu Raport comprimare Emisii CO2

9,5 : 1

11,3 : 1

11 : 1

11,1 : 1

10,8 : 1

9,2 : 1

10,5 : 1

8,5 : 1

197

221

199

236

181

218

185

182

11.2

13

12,4

13,9

10,5

13

10,9

11

6.4

7,3

6,2

7,8

5,9

6,9

5,8

5,7

[g/km]

Consum combustibil urban [l/100km] Consum combustibil extraurban [l/100km]

Consum combustibil mixt

8.2

9,4

8,5

10

7,6

9,2

7,7

7,7

8,2

9,5

6,6

6,2

7.9

5,8

9,4

7,6

[l/100km] Timpul de accelerare 0-100 km/h

Raportul de comprimare in functie de fiecare autovehicul

Consumul urban in functie de fiecare autovehicul

Consumul extraurban in functie de fiecare autovehicul

Consumul mixt in functie de fiecare autovehicul

Timpul de accelerare 0-100 km/h in functie de fiecare autovehicul

Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai autovehiculului studiat

a) determinarea valorii medii a parametrului dimensional

:

x

N ms

x=

∑x j =1

j

N ms

2.1

j

x este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul studiat Nms este numarul de modele similare

b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv 2.2 N ms

Sx =

∑ (x j =1

j

− x )2

N ms − 1

c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv Cvx= Sx/x *100 [%]

2.3

d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii 2.4 x ales − x < t (P, k ) ⋅

Sx N ms

 S S I x =  x − t ( P, k ) ⋅ x , x + t ( P, k ) ⋅ x  N ms N ms 

   

e) Alegerea valorii parametrului din interval, xε Ix

2.5

TABEL 2.1 NR crt

Parametrul Dimensional

x

Sx [mm]

t

Ix

xales

[mm]

[mm]

[mm ]

[mm]

1

Lungime

4119

137,56

2,365

[4003,4234]

4103

2

Latime

1776

109,98

2,365

[1684,1867]

1777

3

Inaltime

1304

89,95

2,365

[1318,1469]

1296

4

Ampatament 2439

147,78

2,365

[2315,2562]

2430

5

Ecartament

1515

122,08

2,365

[1412,1617]

1530

6

Consola Fata

872

148,54

2,365

[747,996]

841

7

Consola Spate

827

103,84

2,365

[740,913]

832

8

Garda la sol

124

19,65

2,365

[107,140]

120

Din intervalul de incredere alegem Xales al val apropiate autovehiculului Mercedes SLK deoarece se incadreaza cel mai bine in acest interval.

Predeterminarea principalilor parametrii masici

Am ales masa autovehiculului Mercedes SLK deoarece se incadreaza cel mai bine in intervalul de incredere Im0.

N ms

m=

812m m jo= N s

S(1)7.3 m N − s= ∑ 1 3 m 6 4 . 2 1 6

∑ m0 j =1

N ms

8

=

∑m j =1

8

=

1285 + 1505 + 1480 + 1362 + 1090 + 1395 + 1235 + 1390 = 1342,75kg 8

 S mo S mo I mo =  mo − t ⋅ , mo + t ⋅  N ms N ms 

   = 1342.7 − 2.776 ⋅ 316.16 ,1342.7 + 2.776⋅ 316.16  = (1078,1607)   8 8  

Mu=75+68n+Mbag= 315 kg ma = mo + mu=315+1390=1705 kg ma reprezinta masa totala a autovehiculului Mu reprezinta masa utila a autovehiculului

TABEL 2.2 Nr. Crt

Denumire subansamblu

Pondere [%]

Masa calculata [kg]

Masa aleasa [kg]

1 2

Motor-transmisie Rezervor de combusibil Sistem de evacuare Schimbator de viteze Suspensie fata Suspensie spate Sistem de directie

20.4 0.99

347.82 16.87

348 17

2.45 5.0 7.2 5.2 1.9

41.77 85.25 122.76 88.66 32.39

41 85 123 89 43

3 4 5 6 7

8 9 10

Instalatie eletrica si baterie de acumulator Rotile Caroserie,usi,geamuri

1.9 6.4 48.56

32.39

33

109.12 110 827.94 828 Masa totala 1705kg

Principalele dimensiuni interioare ale automobilului

Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale: a) Organizarea si dimensiunile postului de conducere b) Amplasarea banchetelor si dimensiunile acestora c) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului , iar acestea se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional

Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plastic acrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin . Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului, gamba si coapsa deoarece s-a constatat ca dimensiunile torsului variaza nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90. Recomandari pentru scaunul soferului si al pasagerului din fata: – Partea inclinata a podelei nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm – Inaltimea articulatiei H deasupra podelei nu trebuie sa fie mai mica de 100 mm

–

–

–

Scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relative fata de parbriz si fata de comenzi atat in directie longitudinala cat si in directie verticala Varificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si jos cu manechinul de 90, apoi se verifica pozitia maxim fata si sus cu manechinul de 10 Valorile medii ale unghiurilor α, β, γ, δ sunt reprezentate in tabelul urmator Tipul automobilului α β γ δ

Autoturism

Autocamion

20-30 60-110 80-170 75-110

20-30 95-120 95-135 90-110

Amenajarea interioara a autoturismelor In cazul autoturismelor , cabina pentru pasageri este amplasata la mijloc totdeauna, pentru ca acestia sa fie cat mai bine protejati contra accidentarii. „Caroseria de securitate” se obtine prin urmatoarele masuri: rigidizarea constructiei fara reducerea vizibilitatii, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan si peretii laterali, montarea unor manere pentru usi si macaralele pentru geamuri fara proeminente, montare air-bag-urilor frontale si laterale, folosirea coloanei de directie telescopice si a unui volan usor deformabil in directie axiala, montarea parbrizului astfel incat la deformarea caroseriei, geamul sa sara in afara. Dimensiunile principale ale postului de conducere si limitele de amplasare a organelor de comanda manuala la autoturisme se aleg conform STAS 6689/1-81, astfel incat acestea sa fie in permanenta in raza de actiune determinata de dimensiunile antropometrice ale conducatorului. In ceea ce priveste postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului fata de comenzi, se aplica metoda recomandata se STAS 12613-88 si norma ISO 3958-77, care stabileste o

infasuratoare a distantelor maxime de actiune ale unei maini a conducatorului asezat pe scaun, cu cealalta mana pe volan si piciorul stang pe pedala de acceleratie, avand montata o centura de siguranta cu trei puncte de sprijin. Comenzile luminilor de drum, avertizorului luminos, semnalizarii schimbarii directiei, luminilor de pozitie spate si laterala, avertizarii sonore, stergatorului si spalatorului de parbriz trebuie sa fie amplasate in zona de actionare a mainii conducatorului autovehicului.

Nr.crt.

Dimensiunea

Marimea

1

Unghiul de inclinare spre inapoi β

24

2

Diametrul volanului

350

3

Unghiul de inclinare a volanului

17

4

Distanta pe orizontala intre centrul volanului si punctul calcaiului Wx

340

5

Distanta pe verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului Wz

550

3.2 Întocmirea schiţei de organizare generală

În vederea întocmirii schiţei de organizare generală a autoturismului de proiectat s-a pornit de la modelul similar de referinţă convenabil ales la capitolul 1 şi s-a convenit ca modelul ce urmează a fi proiectat să indeplinească urmatoarele caracteristici tehnice: motorul este cu patru cilindrii in linie amplasat longitudinal în faţă, schimbătorul de viteze este mecanic cu 6+1 trepte, transmisia se face la roţile din spate. Rezervorul de combustibil este pozitionat intre cele doua roti din spate, astfel incat sa nu obstructioneze bratele suspensiei , dar in acelasi timp sa fie cat mai aproape de sol, pentru a obtine un centru de greutate cat mai jos. Transmisia cardanica este aproximata ca un cilindru, de lungime aproximativ egala cu ampatamentu. Puntile au fost reprezentate sub forma a doi cilindri cu lungime aproape egala cu ecartamentul (egal in fata si in spate) autovehiculului dar cu diametrul mai mare in cazul puntii spate deoarece include in plus fata de puntea fata (la care nu a mai fost inclus sistemul de directie).

3.3 Determinarea poziţiei centrului de masă al autovehiculului

Pentru determinarea centrului de masă al autovehiculului se va alege un sistem de axe de coordonate (X,Z) care se va poziţiona pe schiţa de organizare generală. Sistemul de coordonate are originea in punctul de contact cu solul a pneului de la puntea fata, in primul rand pentru simplificarea masurarii si calcularii valorilor. Pe această schiţă se vor preciza toate centrele de greutate ale subansamblelor anlizate în capitolul 2, tabelul 2.2. Poziţia centrului de greutate se va determina pentru două cazuri. Cazul 1:automobilul cu conducător ,fără pasageri sau fără încărcătură. Cazul 2:automobilul încărcat complet cu sarcina utilă. Pentru deteminarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului se folosesc relatiile xG=j=1NsXjmjj=1Nsmj; (3.1) şi ZG=j=1NsZjmjj=1Nsmj (3.2) în care mj este masa subansamblului j, în kg, iar Xj şi Zj sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j,faţă de sistemul de axe,XOZ, ales în mm. În legătură cu poziţia centrului de masă pentru o persoană aşezată dpe scaun: în cazul scaunelor fixe ,centrul de masă se află la distanţa 50 mm faţă de punctul R ,în sensul de mers,iar în cazul scaunelor reglabile acestă distanţa este de 100 mm.Înălţimea centrului de masă pe verticală ,faţă de punctul R, are valoarea medie 180 mm.

3.3.1 Determinarea centrului de greutate al caroseriei

Tab. 1

discretizarea elementelor componente ale caroseriei

Nr.c rt

Denumire subansamblu

masa Participatia[ [kg] %]

1 Bara fata

32

6,46

2 Capota

25

5,05

3 Aripa fata(2)

22

4,44

4 Parbriz

20

4,04

5 Portiere(2)

50

10,10

6 Praguri(2) Podea+lonjero 7 ane

44

8,89

220

44,44

8

1,62

12

2,42

10 Aripa spate(2)

16

3,23

11 Hayon

10

2,02

12 Bara spate

36

7,27

495

100

8 Plafon 9 Luneta

Total

Tabel.2 Determinarea centrului de greutate al caroseriei Mas a [kg]

Pozitie subansambl u X

1 Bara fata

32

-589

399

18848

12768

2 Capota

25

-226

807

-5650

20175

3 Aripa fata(2)

22

164

578

3608

12716

4 Parbriz

20

914

1112

18280

22240

5 Portiere(2)

50

1383

751

69150

37550

6 Praguri(2) Podea+lonjeroa 7 ne

44

1155

322

14168

220

1177

311

50822 25894 0

8

1663

1292

13304

10336

12

2346

1124

28152

13488

10 Aripa spate(2)

16

2420

674

38720

10780

11 Hayon

10

2807

989

9890

12 Bara spate

36

2954

463

28070 10634 4 69008 4

Nr.crt .

Denumire subansamblu

8 Plafon 9 Luneta

Total

495

x*m

z*m

Z

68420

16668 22567 4

3.3.2 Determinarea centrului de masa al automobilului complet echipat cu conducator, fara pasageri si fara incarcatura Tab. 3 Masele subansamblurilor Nr.crt .

Denumire subansamblu

1 Motor Instalatie electrica+baterie de 2 acumulatori 3 Ambreiaj

Pondere 14,0 1,70

Masa [kg] 194,6 23,63

0,7

9,73

5

70,3

1,77

24,9

6 Radiatoare

1,6

22,5

7 Roti

5,8

81,5

8 Lichid racire+ulei

1,8

25,3

9 Sistem de franare

1,1

15,5

2,45

34,4

6

84,3

6,2

87,1

13 Caroserie

44,8

639,4

14 Transmisie cardanica

0,68

9,554

0,7

9,835

0,69

9,6945

5

70,3 1390

4 Schimbator de viteze 5 Sistem de directie

10 Sistem de evacuare 11 Suspensie fata 12 Suspensie spate

15 Diferential 16 Rezervor Combustibil 17 Combustibil

Tabel 4.Determinarea centrului de greutate al autevehiculului Nr.crt .

Denumire subansamblu

1 Motor Instalatie electrica+baterie de 2 acumulatori

Masa

Pozitie subansambl u

[kg]

X

x*m

z*m

Z

176,7

125

467

23,9

324

784

8126

16730

9,8

370

588

3626

5762,4

4 Schimbator de viteze

70,3

634

395 35642,1

31635

5 Sistem de directie

24,9

470

535 14093,4 14890,2

6 Radiatoare

22,5

-617

405

-13050

10800

7 Roti

81,5

1211

312

117360

11410

8 Lichid racire+ulei

25,3

330

1242

9 Sistem de franare

15,5

300

480

4650

7440

10 Sistem de evacuare

34,4

1819

207

9976

11180

11 Suspensie fata

76,0

0

289

0

28880

12 Suspensie spate

82,1

2421

425

197040

32019

629,4

1353

734

873607

280083

3 Ambreiaj

13 Caroserie

19087 90823,8

8349 31422,6

14 Transmisie cardanica

9,6

1665

299 13375,6 2484,04

15 Diferential

9,8

2420

207 23505,7

1770,3

16 Rezervor Combustibil

9,7

2914

452

22976

4944,2

70,3

2914

452

166611

35853

18 Scaune fata(2)

34

1597

486

61200

12240

19 Pasager

75

1702

565

120000 156652 5

26925

17 Combustibil

Total

1580

630368

XG0=1439 [mm] ZG0=411 [mm]

3.3.2 Tabel 5. Determinarea centrului de masa al automobilului complet echipat Nr.crt .

Denumire subansamblu

1 Motor Instalatie electrica+baterie de 2 acumulatori

Masa

Pozitie subansambl u

[kg]

X

x*m

z*m

Z

176,7

125

467

23,9

324

784

8126

16730

9,8

370

588

3626

5762,4

4 Schimbator de viteze

70,3

634

395 35642,1

31635

5 Sistem de directie

24,9

470

535 14093,4 14890,2

6 Radiatoare

22,5

-617

405

-13050

10800

7 Roti

81,5

1211

312

117360

11410

8 Lichid racire+ulei

25,3

330

1242

9 Sistem de franare

15,5

300

480

4650

7440

10 Sistem de evacuare

34,4

1819

207

9976

11180

3 Ambreiaj

19087 90823,8

8349 31422,6

11 Suspensie fata

76,0

0

289

0

28880

12 Suspensie spate

82,1

2421

425

197040

32019

629,4

1353

734

873607

280083

14 Transmisie cardanica

9,6

1665

299 13375,6 2484,04

15 Diferential

9,8

2420

207 23505,7

1770,3

16 Rezervor Combustibil

9,7

2914

452

22976

4944,2

70,3

2914

452

166611

35853

34

1597

486

61200

12240

19 Pasager(2)

150

1702

565

120000

26925

20 Bagaje

180

2550

520

459000 156652 5

93600

13 Caroserie

17 Combustibil 18 Scaune fata(2)

Total

1580

630368

XGa=1510 [mm] YGa=446 [mm]

După stabilirea centrelor de masă se determină încărcările statice la cele doua punţi corespunzătoare celor două stări de încărcare.Pentru determinarea lor se folosesc formulele: G1,0=b0L∙G0 şi G2,0=a0L∙G0 , pentru cazul 1, (3.3) si G1=bL∙Ga şi G2=aL∙Ga, pentru cazul 2, (3.4)

unde: • a0 şi b0 reprezintă distanţele de la centrul de masă Cg0 la puntea faţă respectiv puntea spate: a0 =1439 mm b0 =2430-1439=991 mm. • a şi b reprezintă distanţele de la centrul de masă Cg la puntea faţă respectiv puntea spate. a=1510 mm b=2430-1510=920 mm. Astfel, ○

G1,0=b0L∙G0=9912430∙ 1363=555.85 daN

○

G2,0=a0L∙G0=14392430∙ 1363=807.142 daN

reprezentând încărcarile statice pentru primul caz. Pentru cazul 2 ○ G1=bL∙Ga=9202430∙ 1672=633 daN şi ○ G2=aL∙Ga=15102430∙ 1672=1039 daN

Pentru aprecierea solicitării drumului din punctul de vedere al încărcărilor la punţi se utilizează următoarea mărime: Fsol=j=1NpGj10∙Ga [10³ daN] ≤80 (3.5) 3 Unde Gj si Ga se exprima in 10 daN (echivalent, in tone). Introducand in relatia (3.5) datele de mai sus, va rezulta: Fsol=G14+G2410∙Ga=0,6334+1,039410∙1,672=0,08 3

10 ∙daN

3.4 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime impuse in tema de proiect. Calculând unghiul pantei maxime se obţine: αpmax=arctgpmax=arctg0.4=21,8

Aşa cum s-a impus prin temă automobilul de proiectat are puntea motoare în spate (4x2), acest lucru însemnănd faptul că expresia unghiului limită de patinare sau de alunecare (cand roţile motoare ajung la limita de aderenţă) este următoarea: tgαpa=φx∙aL1-hgL∙φx (3.6) unde φx reprezintă coeficientul de aderenţă longitudinal si ia valori in intervalul [0.7; 0.8]. αpa=arctgφx∙aL1-hgL∙φx=25,87º

în care φx=0.75. Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia: αpr=arctgbhg (3.7) αpr=arctgbhg= 64,14º

Conditiile de stabilitate longitudinal, la deplasarea autovehiculului pe panta maxima impusa sunt: αpr≥αpa≥αpmax (3.8) Se poate observa ca, inlocuind in relatia (3.8) valorile obtinute mai sus, conditiile de stabilitate longitudinal sunt indeplinite 64,14>25,87>21,8

3.6 Alegerea pneurilor şi stabilirea caracteristicilor acestora

Numărul de pneuri cu care va fi echipat autovehiculul se alege având în vedere ca încărcarea lor sa fie uniformă şi conformă cu recomandările din

standarde. La alegerea pneurilor şi jantelor trebuie să se aibă în vedere destinaţia autovehiculului şi performanţele acestuia. Încărcarea statică pe pneu corespunzătoare sarcinii utile maxime calculate va fi: Zpj=GjNpnj (3.9) Încarcarea unui pneu pe puntea faţă: Zp1=G12=6332 =316,5 daN Încărcarea unui pneu pe puntea spate: Zp2=G22=10392 =519,5 daN

Capacitatea portantă necesară pneului definită ca fiind încărcarea radial maximă suportată de aceasta va fi: Qpmec=(max Zpj)/kq (3.10) unde kq =0,9 şi max Zpj=519,5 daN. Efectuând calculul rezultă: Qpmec=519,5/0,9=577,22 daN. Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitate portanta Qp>Qpmec , dar cat mai aproape de Qpmec

Anvelopele care se folosesc sunt: 205/55 R16 W LI=91 => Qp=615/0,981= 627 daN Latimea sectiunii pneului: Bu=205mm Diametrul exterior:De=0,45*205*2+16*25,4=590,9 [mm] Raza libera: ro=0,5*De=295,45 [mm] Raza statica:rs= rr/1,04=265 [mm]

Raza de rulare rr=

λ

* ro=0,933*295,45=275,65 [mm]

Viteza mazima de exploatare a pneului Vmaxp=270 km/ora, care este mai mare decat viteza automobilului Vmax=236 km/ora

CAPITOLUL 4 Determinarea parametriilor necesari calculului de tractiune a) Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare

Rezistenţa la rulare depinde de numeroşi factori cum ar fi construcţia pneului,viteza de deplasare,presiunea aerului din pneu,încărcarea radială a pneului,rularea cu deviere,momentul aplicat roţii,calea de rulare.Coeficientul de rezistenţă la rulare se determină pe cale experimentală pe baza rezultatelor obţinute propunându-se numeroase formule empirice cele mai simple dintre ele referindu-se la viteza de deplasare:

f=f0+f01∙V + f02∙V2

(4.1)

unde: • •

f0 reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică, f01[h/km] şi f02 [h2/km2] coeficienţi de influenţă ai vitezei care pot fi aleşi din tabele

standardizate. Astfel,pentru anvelopa radială cu secţiune foarte joasă avem: f0=1.8360∙10-2, f01=-1.8725∙10-5[h/km], f02=2.9554∙10-74 [h2/km2].

Pentru mai multe valori ale vitezei se va contura graficul lui f=f(V) valorile fiind centralizate în tabelul 4.1: V, [km/h] f, [-]

0 0.0183 6

10 0.0182 023

20 0.0181 037

30 0.0180 642

40 0.0180 839

50 0.0181 626

60 0.0183 004

70 0.0184 974

80 0.0187 535

90 0.0190 686

100 0.0194 429

110 0.0198 763

120 0.0203 688

130 0.0209 204

140 0.0215 311

150 0.0222 009

200 0.0264 366

210 0.0274 611

220 0.0285 446

230 0.0296 873

236 0.0304 013 Grafic 4.1

160 0.0229 298

170 0.0237 179

180 0.0245 65

190 0.0254 712

b) Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a autovehiculului Determinarea ariei secţiunii transversale maxime se poate face f prin planimetrarea conturului delimitat din vederea din faţă a desenului de ansamblu.

Această arie poate fi calculată astfel:

A=cf∙la∙Ha-hb+Np∙hb∙Bu[m²]

(4.2)

unde: • • • • • •

cf=0,89 este un coeficient de formă adoptat 1 pentru autocamioane, la=1,777 m este lăţimea automobilului, Ha=1,296 m este înălţimea automobilului, hb=0,15 m înălţimea marginii inferioare a barei de protecţie faţă de cale, Np=2 reprezintă numărul de pneuri, Bu=0,205 m reprezintă laţimea secţiunii anvelopei.

A= 0,89* 1,777 * (1,296-0,15) + 2 * 0,15 * 0,205 = 1,873 1,00∙2,1∙2,63-0,3+2∙0.3∙0.235=5,034m²

Fig. 4.1 Planimetrare autovehicul in programul Autocad

Aria rezultata din planimetrare, cu programul AutoCAD , a fost de 1,796 m2. In concluzie aria pe care o vom adopta mai departe in calcule si care este cea mai apropiata de modelul ales, este cea aflata prin planimetrare. c) Determinarea coeficientului de rezistenţă al aerului Având în vedere faptul că forma caroseriei automobilului ce urmează a fi proiectat este foarte apropiată de cea a modelului similar ales se poate conveni ca acesta sa aibă o valoare a coeficientului de rezistenţă al aerului apropiata de cea a acestui model: Cx=0,22. Valoarea aceasta a fost aleasă din intervalul [0,20; 0,25] ţinându-se cont atât de valoarea acestuia la modelul similar dar si de valoarea ariei transversale care situează autoturismul in categoria automobilelor sport. d) Determinarea randamentului transmisiei

Puterea dezvoltată de motor este transmisă la roţile motoare prin intermediul transmisiei pentru a propulsa autovehiculul. Întotdeauna acest fenomen are loc cu pierderi prin frecare la nivelul transmisiei,pierderi ce sunt caracterizate de ηt-randamentul transmisiei. Valoarea adoptată pentru acesta este ηt=0,29. Cele mai mari pierderi sunt datorate frecarilor roţilor dinţate existente în transmisie. Randamentul cutiei de viteze creste odată cu momentul transmis şi scade odată cu creşterea turatiei.Valoarea randamentului

transmisiei diferă de la caz la caz,acestă valoare aleasă fiind o valoare medie constantă.

4.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare, in functie de viteza automobilului

In miscarea sa, autovehiculul interactioneaza cu mediul inconjurator si cu drumul, rezultand forte care se opun deplasarii acestuia. Aceste forte sunt considerate rezistente la inaintare, iar cu ajutorul lor se pot stabili si studia ecuatiile de miscare a autovehiculului, pentru cazul general, al vitezelor variabile. Exista astfel mai multe tipuri de rezistente la inaintare. Rezistentele sunt datorate interactiunii autovehiculului cu drumul si mediul inconjurator sunt: rezistenta la rulare, rezistenta la panta si rezistenta aerului. Forta de inertie ce apare in deplasarea autovehiculelor este considerate tot ca o rezistenta la inaintare si se numeste rezistenta la demarare sau rezistenta la accelerare. In calculele ce urmeaza, insa, ea nu apare in bilantul de puteri la roata deoarece se considera un regim uniform de miscare (fara accelerare). Se vor calcula in continuare aceste rezistente pentru mai multe situatii: •

• •

Pentru calculul rezistentei la rulare vor fi analizate situatiile deplasarii in palier (αp=0) si cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat pmax=8% cu αp=arctg(0,08)=4,57⁰=4⁰34’26”; Pentru calculul rezistentei la panta vor fi considerate aceleasi situatii ca mai inainte; Pentru calculul rezistentei aerului o sa fie considerata situatia: deplasarea autovehiculului cand nu bate vantul (Vv=0km/h).

. Pentru rezistenta efectiva la rulare se foloseste relatia: Rrul=f(V)∙Ga∙cosαp [daN]

unde apar: • • • •

Rrul reprezinta rezistenta la rulare;

f reprezinta coeficientul rezistentei la rulare; Ga reprezinta greutatea totala a autovehiculului, exprimata in daN; αp reprezinta unghiul pantei pe care se deplaseaza autovehiculul. Pentru calculul puterii necesara pentru invingerea rezistentei la rulare este

(3.3)

folosita relatia: (3.4)

Prul=f(V)∙Ga∙cosαp∙V360[kW]

unde Prul reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la rulare a pneurilor si este exprimata in kW. Pentru calculul rezistentei la panta se foloseste relatia: Rp=Ga∙sinαp[daN] (3.5) Puterea necesara pentru invingerea acestei rezistente se calculeaza astfel: (3.6)

Pp=Ga∙sinαp∙V360[kW]

Rezistenta aerului se calculeaza cu urmatoarea formula: (3.7)

Ra=k∙A∙Vx213[daN]

unde: • • • •

Ra reprezinta rezistenta aerului, rezultata in daN; k=0,06125∙Cx reprezinta coeficientul aerodinamic; A reprezinta aria sectiunii transversal a autovehiculului; Vx=V+Vv∙cosαv [km/h] reprezinta viteza totala relativa a vantului fata de autovehicul. In aceasta formula V reprezinta viteza autovehiculului, Vv reprezinta viteza vantului, iar αv reprezinta unghiul facut de directia pe care bate vantul si directia pe care se deplaseaza autovehicului (in cazul de fata vom avea αv=0⁰) Puterea necesara invingerii rezistentei aerului se poate calcula cu relatia: (4.8)

Pa=k∙A∙Vx2∙V4680[kW]

unde toate marimile au aceeasi semnificatie ca cea aratata mai inainte. In tabelul 3.2 sunt centralizate toate valorile rezistentelor si puterilor calculate pentru deplasarea autovehiculului pe panta 0% iar in tabelul 4.3 sunt centralizate toate valorile pentru cazul drumului modernizat de panta 8%.

Tab. 4.2 Calculul rezistentelor si puterilor necesare invingerii lor, in cazul deplasarii pe panta 0%

V

f(V)

[km/h [-] ] 0 0.0183 6

Rrul

Rp0

Ra

ΣR

Prul

Pp0

Pa

ΣP

[daN]

[daN]

[daN]

[daN]

[kW]

[kW]

[kW]

[kW]

31

0

0

31

0

0

0

0

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220

0.0182 02 0.0181 04 0.0180 64 0.0180 84 0.0181 63 0.0183

30

0

30

0

30

0

30

0

30

0

31

0

0.0184 97 0.0187 54 0.0190 69 0.0194 43 0.0198 76 0.0203 69 0.0209 2 0.0215 31 0.0222 01 0.0229 3 0.0237 18 0.0245 65 0.0254 71 0.0264 37 0.0274 61 0.0285 45

31

0

31

0

32

0

33

0

33

0

34

0

35

0

36

0

37

0

38

0

40

0

41

0

43

0

44

0

46

0

48

0

0.186 162 0.744 649 1.675 461 2.978 597 4.654 058 6.701 84 9.121 953 11.91 439 15.07 915 18.61 623 22.52 564 26.80 737 31.46 143 36.48 781 41.88 652 47.65 755 53.80 091 60.31 659 67.20 459 74.46 492 82.09 758 90.10 256

31 31 32 33 35 37 40 43 47 51 56 61 66 73 79 86 93 101 110 119 128 138

0.845 702 1.682 241 2.517 856 3.360 802 4.219 285 5.101 55 6.015 886 6.970 488 7.973 559 9.033 414 10.15 826 11.35 632 12.63 584 14.00 507 15.47 222 17.04 555 18.73 338 20.54 377 22.48 505 24.56 555 26.79 342 29.17 679

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

0.005 171 0.041 369 0.139 622 0.330 955 0.646 397 1.116 97 1.773 713 2.647 642 3.769 787 5.171 175 6.882 834 8.935 791 11.36 107 14.18 97 17.45 272 21.18 113 25.40 598 30.15 829 35.46 909 41.36 94 47.89 025 55.06 267

0.850 873 1.723 61 2.657 478 3.691 758 4.865 682 6.218 53 7.789 599 9.618 13 11.74 335 14.20 459 17.04 109 20.29 211 23.99 692 28.19 477 32.92 494 38.22 669 44.13 936 50.70 206 57.95 414 65.93 495 74.68 367 84.23 947

230 236

0.0296 87 0.0304 01

50

0

51

0

98.47 986 103.6 85

148 155

31.72 411 33.33 458

0

62.91 769 67.97 125

0

94.64 18 101.3 058

Grafic 4.2 Variatia cu viteza a rezistentelor la rulare, a aerului si sumei rezistentelor pentru panta de 0%

Grafic 4.3 Variatia cu viteza a puterilor necesare invingerii rezistentei la rulare, a aerului si sumei puterilor pemtru panta de 0%.

Tab. 4.3 Calculul rezistentelor si puterilor necesare invingerii lor, in cazul deplasarii pe panta 8% V [km/ h] 0 10 20 30 40 50

f(V)

Rrul

[-] 0.0183 6 0.0182 02 0.0181 04 0.0180 64 0.0180 84 0.0181

[daN]

Rp8 [daN ]

31

133

30

133

30

133

30

133

30 30

133 133

Ra [daN] 0 0.186 162 0.744 649 1.675 461 2.978 597 4.654

ΣR [daN ] 164 164 164 165 166 168

Prul

Pp0

Pa

ΣP

[kW]

[kW]

[kW]

[kW]

0 0.843 013 1.676 893 2.509 851 3.350 118 4.205

0 3.701 893 7.403 786 11.10 568 14.80 757 18.50

0 0.005 171 0.041 369 0.139 622 0.330 955 0.646

0 4.550 077 9.122 048 13.75 515 18.48 864 23.36

63 60

110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 236

0.0183 0.0184 97 0.0187 54 0.0190 69 0.0194 43 0.0198 76 0.0203 69

31

133

31

133

31

133

32

133

32

133

33

133

34

133

0.02092 0.02153 1 0.02220 1

35

133

36

133

37

133

0.02293 0.02371 8 0.02456 5 0.02547 1 0.02643 7 0.02746 1 0.02854 5 0.02968 7 0.03040 1

38

133

40

133

41

133

42

133

44

133

46

133

48

133

49

133

51

133

058 6.701 843 9.121 953 11.91 439 15.07 915 18.61 623 22.52 564 26.80 737 31.46 143 36.48 781 41.88 652 47.65 755 53.80 091 60.31 659 67.20 459 74.46 492 82.09 758 90.10 256 98.47 986 103.6 85

170 173 176 180 184 189 194 200 206 212 219 227 235 243 252 261 271 281 288

871 5.085 338 5.996 76 6.948 327 7.948 209 9.004 695 10.12 596 11.32 021 12.59 567 13.96 054 15.42 303 16.99 136 18.67 382 20.47 846 22.41 357 24.48 745 26.70 823 29.08 403 31.62 325 33.22 861

947 22.21 136 25.91 325 29.61 514 33.31 704 37.01 893 40.72 082 44.42 272 48.12 461 51.82 65 55.52 84 59.23 029 62.93 218 66.63 408 70.33 597 74.03 786 77.73 975 81.44 165 85.14 354 87.36 468

397 1.116 974 1.773 713 2.647 642 3.769 787 5.171 175 6.882 834 8.935 791 11.36 107 14.18 97 17.45 272 21.18 113 25.40 598 30.15 829 35.46 909 41.36 94 47.89 025 55.06 267 62.91 769 67.97 125

173 28.41 367 33.68 372 39.21 111 45.03 503 51.19 48 57.72 962 64.67 872 72.08 135 79.97 675 88.40 415 97.40 279 107.0 12 117.2 708 128.2 186 139.8 947 152.3 382 165.5 884 179.6 845 188.5 645

Grafic 4.4 Variatia cu viteza a rezistentelor la rulare, la panta, a aerului si sumei rezistentelor pentru panta de 8%

Grafic 3.5 Variatia cu viteza a puterilor necesare invingerii rezistentei la rulare, la panta, a aerului si sumei puterilor pentru panta de 8%.

Cap.5 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului.Alegerea motorului autovehiculului impus prin tema 5.1 Predeterminarea caracteristicii exterioare a motorului din condiţia de viteză maximă în palier

Se impune prin temă o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului în treapta de viteze cea mai rapidă în palier. Pentru a avea o anumită acoperire din punct de vedere al puterii, se admite că atingerea lui Vmax se obţine pe o pantă foarte mică p0=(0,05…0,3)%, rezultând în acest fel o putere maximă Pmax ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier p0=0. Pentru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata : Pr=ηt∙P=Prul+Pp+Pa+Pd (5.1) unde: • • • • •

Pr reprezinta puterea disponibila la roata; Prul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a autovehiculului; Pp reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei; Pa reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; Pd reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a autovehiculului.

Din conditia ca V=Vmax rezulta: dVdt=0, de unde rezulta ca Rd=0 si implicit Pd=0. Facand inlocuirile in formula (5.1) rezulta: ηt∙P=f(Vmax)∙Ga∙cosαp0∙Vmax360+Ga∙sinαp0∙Vmax360+k∙A∙Vmax34680

(5.2)

unde: •

f(Vmax)= f(236km/h)=0,027 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare corespunzator

vitezei maxime; Ga=1705 daN reprezinta greutatea autovehiculului; αp0=arctg(0,00175)=0,1o calculate pentru p0 din intervalul 0,05…0.3%, reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului; • Cunoscand toti termenii, din relatia (5.2) se poate determina P=PVmax: • PVmax=P1ηt (5.3) • unde P1 reprezinta termenul drept al relatiei (5.2). In consecinta, vom avea: • PVmax=0,027∙1705∙cos0,1°∙236360+1705∙sin0,1°∙236360+0,02∙1,796∙236 346800,92=143 kW • •

unde: ηt=0,92; k=0,06125∙Cx In continuare vom calcula coeficientul de adaptabilitate si coeficientul de elasticitate al motorului necesar, folosind metoda intervalului de incredere aplicata pe valorile cunoscute de la motoarele modelelor similar ca=MmaxMp

(5.4) ce=nMnp

(5.5)

Tab 5.1 – Coeficientii de elasticitate si adaptabilitate la modele similare Alfa Rome o spide r Mm ax Pma

225 120

Bmw Z4 230 136

Audi TT 250 150

Honda S2000 208 179

Mazd a Mx5 188 118

Opel GT 350 194

Opel Tigra Twint op

Merce des SLK

165

250

92

100

x Nm Np Ca Ce

4560 5700

4500 6500

5400 6400

7500 8300

5000 7000

1,2 0,8

1,151 0,69

1,116 0,84

1,01 0,9

1,168 0,71

4500 5250 0,99 1 0,86

X

Sx

Cvx

Ix1

Ix2

1,11

0,06

5,52

1,02

1,20

0,818

0,11

14,02

0,64

0,99

4600 6000 1,126

5000 5500 1,44

0,77

0,9

Adoptand gradul de incredere P=2,365 si cunoscand k=Nms-1=8-1=7 (unde Nms=8 reprezinta numarul de modele similare la care s-au putut calcula cei doi coeficienti) Folosind formula Cales-C
(5.6)

Ce (0,69...0,95)

(5.7)

Tinand cont si de valorile acestor parametrii pentru motorul ce echipeaza modelul 8 (ales ca fiind reprezentativ) s-au adoptat valorile: Ca=1,12 si Ce=0,8 Pentru trasarea caracteristicii exterioare se va folosi formula: P=Pmax αα'nnp+ ββ'nnp2- γγ'nnp3(kW)

(5.8)

unde: • Pmax reprezinta puterea maxima a motorului pe caracteristica externa; • np reprezinta turatia la puterea maxima; • α, β si γ sunt niste coeficienti de forma corespunzatori turatiilor joase; • α’, β’ si γ’ sunt coeficientii de forma corespunzatori turatiilor ridicate. α=ce2- ca(2ce-1)(ce-1)2=0.82-1.12∙(2∙0.8-1)(0.8-1)2=0.55 β=2ce(ca-1)(ce-1)2=2∙0.8∙(1.12-1)(0.8-1)2=1.55 γ=ca-1(ce-1)2=1.12-1(0.8-1)2=1.11 α'=2ce2-3ce+ca(ce-1)2=2∙0.82-3∙0.8+1.12(0.8-1)2=-0.22 β'=3-2ca-ce2(ce-1)2=3-2∙1.12-0.82(0.8-1)2=3.44 γ'=2-(ca+ce)(ce-1)2=2-(1.12+0.8)(0.8-1)2=2.22

Alegand si valoarea raportului ζ=nv maxnp=1.1 din intervalul recomandat pentru motoarele MAS, ζ=1,05...1,25, putem calcula fp ζ pentru turatii ridicate (unde se gaseste practic si turatia de viteza maxima fp ζ =α∙ζ+β∙ζ2-γ∙ζ3=0,55∙1,1+1.55∙1,12-1.11∙1,13=1.003

Se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic, din relatia : PVmax=Pmax*fpnv maxnp

Pentru stabilirea valorii turatiei de putere maxima,np,se tine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, in special de cele ale caror putere maxima este foarte apropiata de cea calculata anterior. Se considera np= 5500 rot/min Intervalul de variatie al turatiilor motorului (nmin, nmax), este următorul: n

(1100, 6600)rot/min

unde nmin=0.2∙5500=1100 rot/min. nmax=1,2* np=6600 rot/min

P=Pmax αα'nnp+ ββ'nnp2- γγ'nnp3(kW)

Pentru V=Vmax, motorul va avea turatia nVmax si obtinem relatia: PVmax=Pmax*fpnv maxnp (5.9) Folosind aceasta relatie, se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic: Pmax=143.51.003=143 kW (5.10)

M=955.5∙Pn(daNm)

Tabel 5.2 . Valorile pentru modelarea caracteristicii motoarelor 1 si 2 n [rot/mi n]

132 0

150 0

200 0

3000

4000

4500

5000

5500

6600

P [kw]

41.1 1

48.3 70.0 9 6

117.3 9

165. 18

187. 43

207, 63

225. 05

250

M [daNm ] P [kw] M [daNm ]

29.7 5 16.4 4

30.8 33.4 2 7 19.3 28.0 5 2

11.9 0

12.3 13.3 3 9

39.7 9 74.9 7

39.6 7 83.0 5

39.0 9 90.0 2

36.1 9

49.95

39.4 5 66.0 7

14.95

15.7 8

15.9 1

15.8 7

15.6 3

14.4 7

37.38

Caracteristica Modelului similar 1

Caracteristica Modelului similar 2

\

100

5.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii la sarcina totala În vederea alegerii motorului ce va echipa autoturismul de proiectat, se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala si se vor alege motoarele de la două dintre modelele similare prezentate la capitolul 1. Pentru a trasa caracteristicile relative de putere ale motoarelor alese si a motorului calculat se calculeaza puterile raportate si de asemenea turatiile raportate . Acestea P1 Pmax 1

P2 P , Pmax , Pmax 2

n1 nP 1

, nnP22 , nnP

au la baza dependenta: (5.10)

PexPmax=f(nnp)

Tabel 5.3 . Valorile pentru modelarea caracteristicii motorului ideal

n[rot/min]

1320

1500

2000

3000

4000

4500

5000

P [kW]

23.51

27.68

40.07

67.14

94.48

107.21

M [daNm]

17.02

17.63

19.14

21.38

22.56

22.76

Caracteristica motorului ideal

6600

118.76

5500 128.7 2

22.69

22.36

20.70

143

Grafic 5.4 n/nP P/Pmax

0.2 0.1644 4

0.2272 0.19356 Tabel 5.4

0.303 0.280 2

0.4545

0.6060

0.6818

0.757

0.8333

1

0.469

0.660

0.749

0.830

0.9002

1

MOTOR TEORETIC

In functie de pozitia ocupata de curbele caracteristicilor relative modelelor similare de motoare fata de motorul teoretic se face alegerea motorului care poseda o rezerva de putere mai mare. Valorile caracteristicilor relative ale modelelor de motoare similare si motorul teoretic sunt prezentate in tabelul 5.5

Tabel 5.5 n/nP P/Pmax P/Pmax

0.2 0.1644 0.164 4

0.2272 0.1935 0.193 56

0.303 0.2802

0.454 0.469

0.606 0.660

0.681 0.749

0.757 0.830

0.280

0.469

0.660

0.749

0.830

0.833 0.900 0.90 0

Tabel 5.6 Caracteristica relativa

Dupa cum se poate observa cele 3 curbe ale motoarelor alese sunt foarte apropiate . Am ales motorul 1.8l cu care este echipat modelul similar Mercedes SLK ,acesta dezvoltand o putere maxima de 100kw la o turatie de 5500 rot/min si un cuplu de 250 Nm la 3000 rot/min.

1 1 1

Tabel 5.7 Valorile necesare determinarii caracteristicii modelului ales n[rot/min] P [kW] M [daNm]

1320 10.4

1500 13.1480

2000 21.982

3000 43.200

4000 65.670

4500 76.07

5000 85.21

5500 92.592

6600 100

7.528

8.3752

10.502

13.75

15.68

16.152

16.28

16.085

14.47

Grafic 5.7 Caracteristica modelului ales

Capitolul 6. Derminarea raportului de transmitere al transmisiei principale şi al primei trepte a schimbătorului de viteze

6.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale. Viteza maximă a automobilului prescrisă în tema de proiectare se obţine în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze. Dacă soluţia de schimbător de viteze adoptat pentru automobilul de proiectat este schimbător cu trei arbori, atunci viteza maximă se atinge în treapta de priză directă, iar dacă schimbătorul este cu doi arbori atunci viteza maximă se atinge intr-o treapta similarăprizei directe cu raport de transmitere apropriat de unitate.

Pentru stabilirea tipului de schimbător de viteze ce se va adopta pentru automobilului de proiectat se vor studia modele similare pentru a stabili cu ce tipuri de schimbătoare de viteze au fost echipate. Se va face o analiză asupra tipulului de schimbător ce poate echipa automobilul.Această analiză constă în evidenţierea influenţei tipului de schimbător de viteze asupra performanţelor automobilului, adică în alegere raportului iSN. Se ştie că: V=0.377⋅rr⋅ni0⋅isk kmh (6.1) iar pentru viteza maximă relaţia devine: Vmax=0.377⋅rr⋅nVmaxi0⋅iSN (6.2) unde iSN depinde de tipul de schimbător adoptat. Pentru schimbător cu trei arbori iSN=1 (priză directă). Pentru schimbător cu doi arbori iSN=0.91..0.98 sau iSN=1.03..1.05. Din relaţia (6.2) rezultă

kmh

(6.3)

(i0)pred=0.377⋅rr∙nVmaxiSN⋅Vmax

unde : (6.4)

nVmax=ζ∙nP nVmax=ζ∙nP=1.05⋅6600=6930 rot/min

Conform relaţiei (6.3) rezultă –

Pentru schimbătorul cu doi arbori (i0)pred=0.377⋅rr∙nVmaxiSN⋅Vmax=3.14

Deoarece i0pred< 7 rezultă că transmisia principala folosită va fi una simplă Pentru definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale se alege un număr de dinţi pentru pinionul de atac al transmisiei principale, care este dependent de raportul de transmitere. Pentru aceasta se vor alege trei perechi de numere de dinţi pentru pinionul de atac. Valorile rapoartelor de transmitere efective şi numarul de dinţi sunt date în tabelul 6.1. Tabel 6.1 Tip schimbător

Schimbător cu doi arbori

Numar Număr dinţi dinţi Nr. pinion coroană crt (Zp) (Zc) 1 15 47

i0pred 3.1452 8

ief 3.13333 3

εi[%] -0.37983

2 3

11 10

35 31

3.18181 8 3.1

1.161684 -1.43962

Alegerea raportului de transmitere se va face după analiza curbelor puterii automobilului pentru fiecare tip de schimbător. Grafic 6.1 - Variatia puterii la roata in functie de viteza

Deoarece automobilul este organizat după soluţia totul faţă, schimbătorul de viteze care se va adopta este unul cu doi arbori,iar transmisia principală este transmisie cilindrică simplă, având raportul de transmitere i0=1 reprezentată în fig 6.1. Figura 6.1

6.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze Atunci când automobilul rulează pe drum cu viteză constantă , atunci când e cuplată trepta de priză directă sau similara acesteia, el poate urca o anumită pantă maximă pdmax.Viteza corespunzătoare acestei pante reprezintă viteza critică în acesta treaptă. Aşadar automobilele nu se pot deplasa cu pantă mare dacă ar fi cuplată treapta de priză directă sau similara acesteia.Pentru ca autovehiculul să se poată deplasa pe diferite drumuri sau

pante diferite trebuie să crească forţa de tracţiune la roată.Acest lucru se poate realiza dacă se foloseşte un reductor care să mărească raportul de transmitere total al transmisiei.Întrucât rezistenţele la înaintare variază între valoare minimă şi valoare maximă şi raportul de transmiter al acestuia trebuie să se varieze pentru a pune în concordanţă forţa de tracţiune cu rezistenţele la înaintare şi a asigura anumite regimuri optime de funcţionare ale motorului. Acest reductor cu raport de transmitere variabil se numeşte schimbător de viteze. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze utilizând următoarele criterii: 1. Criteriul învingerii pantei maxime impuse în temă. 2. Criteriul deplasării în palier, pe drum modernizat, cu o viteză minimă stabilă. 3. Criteriul solicitării ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

6.2.1Determinarea lui iS1 din condiţia de pantă maximă. La determinarea acestui raport se pune condiţia ca urcarea pantei maxime, pmax, să se facă cu viteză constantă, redusă. Din bilanţul de tracţiune se obţine relaţia: iS1=Ψmax∙Ga∙rdMmax∙i0∙ηt

(6.5) în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează cu relaţia: Ψmax≅f0∙cosαpmax+sinαpmax unde αpmax=arctg(pmax)

(6.6) Ψmax≅f0∙cosαpmax+sinαpmax=0.91 iS1=Ψmax∙Ga∙rdMmax∙i0∙ηt=2.39

6.2.2 Determinarea lui iS1 din condiţia de viteză minimă stabilă Considerarea acestui criteriu are în vedere regimul uniform de mişcare pe un drum modernizat în palier.Utilizând această condiţie , valoarea acestui raport este dată de relaţia: (6.7)

iS1=0.377∙rr∙nmini0∙Vmin

unde

Vmin =6..10 km/h şi nmin=0.2 nP

nmin=0.2∙6400=1320 rot/min Vmin=10 km/h iS1=0.377∙rr∙nmini0∙Vmin=4.7

6.2.3 Determinarea lui iS1 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 pornirea de pe loc, în cazul deplasării pe un drum în palier, de efectul valorii turaţiei iniţiale a motorului, n0 şi de mărimea puterii specifice, Psp, se obţine următoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte: iS1=0.11∙iSNζ∙n0⋅Vmax⋅kanP⋅Ca⋅Psp⋅1μ

unde

n0=1500+nM3 ka=1.23 μ=LspMsp

(6.8)

(6.9)

n0=1500+nM3=1500+50003=3160 rot/min μ=LspMsp =950 iS1=0.11∙iSNζ∙n0⋅Vmax⋅kanP⋅Ca⋅Psp⋅1μ=1.01

În urma determinării raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze, utilizând criteriile amintite, valoarea lui iS1 în toate cele trei cazuri este aproape identică, o foate mică diferenţă fiind în cazul criteriului de urcare a pantei maxime. În concluzie valoare adoptată pentru raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze iS1=1.

1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta. Pentru a transmite fluxul de putere şi cuplul de la motor la transmisie şi implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care să întrerupă acest flux energetic.Acest rol este îndeplinit de ambreiaj. Ambreiajul serveşte cuplarea temporară şi la cuplarea progresivă a motorului cu transmisia. Decuplarea motorului de transmisie e necesară în următoarele cazuri: – Pornirea din loc a automobilului; – În timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbătorului de viteză; – La frânarea automobilului; – La oprirea automobilului cu motorul pornit; Cuplarea progresivă a motorului cu transmisia este necesară în cazurile următoare: – La pornirea din loc a automobilului; – După schimbarea treptelor de viteză; Pentru funcţionare, ambreiajul trebuie să îndeplinească următoarele condiţii: – Să permită decuplarea rapidă şi completă a motorului de transmisie, pentru o schimbare a treptelor fără şocuri; – Decuplarea să se facă cu eforturi reduse din partea conducătorului fără o cursă mare la pedală; – Să asigure o cuplare progresivă a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii bruşte a automobilului; – Să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă între motor şi transmisie; Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, în funcţie de principiul de funcţionare.Acestea sunt: – Ambreiaje mecanice (cu fricţiune); – Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje); – Ambreiaje electromagnetice; – Ambreiaje combinate; Cele mai răspândite ambreiaje pe automobile sunt cele mecanice (cu fricţiune).la care legătura dintre partea condusă şi cea conducătoare se realizaeză prin forţa de frecare. Părţile constructive ale ambreiajului sunt: 1. Partea conducătoare – partea montată pe volantul motorului.

Cuprinde: a) Carcasa interioară a ambreiajului; b) Placa de presiune; c) Arcul de presiune. 1. Partea condusă – partea care este în legătură directă cu arborele primar al schimbătorului de viteză.

Cuprinde: a) Discul condus al ambreiajului; b) Arborele ambreiajului. 1. Sistemul de acţionare sau comandă – care cuprinde: I. Sistemul interior de acţionare format din: a) Pârghii de debreiere; b) Inelul de debreiere; c) Rulmentul de debreiere; d) Furca ambreiajului. I. Sistemul exterior de acţionare care poate fi de tip: a) Neautomat cu acţionare mecanică sau hidraulică; b) Neautomat cu servamecanism de tip hidraulic, pneumatic, electric; c) Automate. Cele mai folosite şi răspândite tipuri de ambreiaje pentru automobile sunt ambreiajele mecanice cu arcuri periferice, cu arc diafragmă şi ambreiaje cu arc central. Pentru a se decide ce tip de ambreiaj va echipa automobilul, se vor analiza modele de automobil similare din punct de vedere al tipului de ambreiaj cu care au fost echipate. Pe lângă analiza modelelor similare de automobil, se va face şi o analiză a doua ambreiaje din punt de vedere al construcţiei şi a funcţionării. Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influenţat de momentul motor transmis, tipul acţionării (mecanic, hidraulic), tipul frecării (uscat,umed), etc. 1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelor mecanice A. Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice. Este foarte răspândit acest tip de ambreiaj atât la camoiane cât şi la autoturisme, datorită greutăţii reduse cât şi simplităţii constructive. Reprezentat în fig. 1.

Fig. 2 Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice. 1-volant; 2-disc ambreiaj; 3-placă de presiune; 4,5- ax; 6-pârghie de debreiere; 7-manşon; 8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10-garnitură termoizolantă; 11-carcasă; 12orificii practicate în volant. Utilizarea acestui ambreiaj este recomandată în cazul în care momentul transmis nu depăşeşte 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este că foloseşte două rânduri de arcuri de presiune, asfel se obţine o forţă de apăsare mai mare cu arcuri mai puţin rigide. B. Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central de tip diafragmă. Acest tip de ambreiaj este foarte răspândit astăzi în rândul automobilelor, datorită următoarelelor particularităţi: – acţionarea ambreiajului este mai uşoară deoarece forţa necesară decuplării este mai mică la acest tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară; – forţa cu care arcul diafragmă acţionează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă; Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în fig. 2.

Fig.2. Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arc central 1-flanşă arbore cotit; 2-bucşă de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcasă ambreiaj; 6-coroană dinţată volant; 7-garnituri disc ambreiaj; 8 - placă disc ambreiaj; 9-arcuri elicoidale; 10-diafragmă; 11-rulment presiune; 12-şurub fixare; 13 – şuruburi; 14- etanşare; 15 -furcă; 16-nit diafragmă. Datorită avantajelor pe care le prezintă arcul diafragmă, în ultimul timp a ajuns să fie utilizat foarte mult pe autoturisme.

1. Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului În starea cuplat, discul condus este legat cinematic de restul transmisie prin intermediul arborelui ambreiajului, amplasat între volant şi placa de presiune, placa de presiune fiind apăsată de către arcul diafragmă. Ambreiajul transmite momentul motor la schimbătorul de viteze, moment care depinde: – –

Coeficientul de frecare dintre suprafeţele de contact; Presiunea de contact;

– –

Numărul suprafeţelor de contact; Diametrul discului condus;

În timpul funcţionării suprafeţele de frecare sunt supuse uzurii, pentru ca ambreiajul să transmită momentul şi în cazul uzurii suprafeţelor de frecare la dimensionarea discului ambreiaj se adoptă un moment mai mare decât momentul maxim al motorului, numit moment de calcul al ambreiajului: Mc=β⋅Mmax

(2.1) unde valoarea coeficientului β se alege în funcţie de tipul şi destinaţia automobilului. Pentru automobilul de proiectat coeficientul β este cuprins între 1.3…1.75. Se alege β=1.5. Momentul de calcul al ambreiajului este: Mc=β⋅Mmax=1.5⋅130=375 Nm.

Diametrul garniturii de frecare a ambreiajului este dat de formula : D=2Re =2∙32⋅Mcπ⋅p0⋅μ⋅i⋅1-c2∙(1+c)=2∙32⋅375000π⋅0.25⋅0.3⋅2⋅10.752⋅(1+0.75)=255 mm (2.2)

unde: – presiunea de contact p0=0.25 Mpa; – coeficientul de frecare µ=0.3; – numărul suprafeţelor de frecare i=2; – raza exterioară a garniturii de frecare Re. – c=RiRe s-a ales c=0.75. D=2Re ⇒Re=D2=2552=127.5 mm, Ri≅0.75⋅Re=0.75∙127.5=95 mm.

(2.3)

Se adoptă Re=130 mm şi Ri=95 mm. Se calculează raza medie:Rm=23⋅Re3-Ri3Re2-Ri2=23⋅1303-9531302-952=113 mm (2.4) Forţa de apăsare, pe discul condus , este: F=McRm∙µ∙i=37500084∙0.3∙2=5530 N

(2.5) Atunci presiunea p0 este: p0=Fπ∙(Re2-Ri2)=5530π∙(1302-952)=0.223

MPa

(2.6) Momentul rezistent la pornirea din loc redus la arborele ambreiajului este dat de relaţia: Mp=(Ga+Gr)⋅rr∙Ψit⋅ηt=1705⋅9.81⋅0.29∙0.10.92⋅1∙2.39=220

(2.7)

Nm

unde : – – – –

coeficientul de rezistentţă specifică a drumului Ψ=0.1; raportul de transmitere al transmisiei formate din transmisia principală şi prima treaptă a schimbătorului de viteză it=1; randamentul transmisiei ηt=0.92; greutatea remorcii se consideră Gr=0.

Aria suprafeţelor de frecare este: A=π⋅Re2-Ri2=π∙1302-952=24740 mm2 (2.8) Ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă momentul de calcul (2.1) este egal cu momentul definit de relaţia: Mc=β⋅Mmax=i∙p0∙μ⋅π⋅Re+Ri2⋅Re2-Ri2=2∙0.223∙0.3∙π⋅130+952⋅1302-952=373 Nm (2.9)

Cele doua valori obtinuite in relatiile 2.9 si 2.1 sunt aproximativ egale astfel ambreiajul se considera correct dimensionat. Lucrul mecanic de frecare este dat de relaţia: L=π∙n∙rr230⋅is2⋅i02∙ma∙2⋅π⋅n7200+Ga2∙ψk+23⋅Ga∙ψ⋅2∙Ga⋅π⋅nk⋅g

(2.12) unde: – n - turaţia motorului la pornire se consideră 500..600 rot/min; – k – coeficient de creştere al momentului în timpul cuplării se consideră 30..50 daNm/s; – ψ – coeficientul de rezisenţă a drumului se consideră 0.1; Pentru ambreiajul de calculat se consideră: – n=600 rot/min; – k=40 daNm/s; ⋅30

Deci lucrul mecanic de frecare este: L=π∙n∙rr230⋅is2⋅i02∙(ma∙2⋅π⋅n7200+Ga2∙ψk+23⋅Ga∙ψ⋅2∙Ga⋅π⋅nk⋅g⋅30=π∙600∙0.2 7230⋅2.392⋅4.72∙(1705∙2⋅π⋅6007200+1705⋅9.812∙0.140+23⋅1705∙9.81∙0.1⋅2∙170 5∙9.81⋅π⋅60040⋅9.81 ⋅30)=39710 J

Lucrul mecanic specific este: q=LA=39710247.4=16,05daNcm2

(2.13) Ambreiajul se verifică la încălzire. Verificarea la încălzire a pieselor ambreiajului se face calculând creşterea de temperatură cu relaţia: Δτ=α∙Lc⋅m

(2.14) unde:

–

α-coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea piesei; – c-căldura specifică a piesei ce se verifică; – m-greutatea piesei care se verifică; Pentru ambreiajul monodisc coeficientul α =0.5, c=500 J/kg0C Rezultă: Δτ=α∙Lc⋅m=0.5⋅39710500⋅3=13,230C Pentru automobile Δτ=80÷150C.

1. Calculul şi proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare şi ghidare). 1.1 Calculul arcului central de tip diafragmă Arcul folosit la ambreiajul proiectat este un arc diafragmă.Acest arc poate avea două forme constructive care pot fi folosite: arc diafragmă fără tăieturi după generatoare şi arc diafragmă cu tăieturi după generatoare. Arcul fără tăieturi după generatoare sau arcul continuu este un arc foarte rigid, de aceea pentru mărirea elasticităţii se foloseşte arcul diafragmă cu tăieturi după generatoare. Caracteristica arcului diafragmă, pentru raportul 2
(2.15)

ȋn pârghiii momentul ȋncovoietor M2 şi forţa tăietoare T2 : M2=Q2⋅d2-d3=F2⋅d1-d2 Q-forţa de debreiere

Constructiv se adoptă următoarele dimensiuni: – diametrul exterior al arcului d1=175 mm; – diametrul interior d3=35 mm;

(2.16)

– –

–

numărul de pârghii z=18; diametrul de aşezare d2=135 mm; grosimea arcului s=2 mm;

Rezultă: momentul radial M1=F2⋅d1-d2=55302∙175-135=77 Nm forţa de debreiere Q=F⋅d1-d2d2-d3=3869∙175-135135-35=1548 N Forţa F determină ȋn secţiunile arcului eforturi unitare axiale σt . Deoarece celelalte eforturi ce apar ȋn arc sunt neglijabile ȋn raport cu efortul σt , atunci calculul de rezistenţă se face numai pentru acest effort unitar, folosind relaţia: – –

σt=4∙E⋅f(1-µ2)⋅k1⋅d12⋅k2⋅h-f2+k3⋅s≤σt=20 MPa

(2.17) unde: – E – modulul de elasticitate al materialului; – µ - coeficientul lui Poisson; – f – deformaţia arcului ȋn dreptul diametrului d2; – s – grosimea discului; – k1, k2, k3 – coeficienţi de formă ce au relaţiile; ➢ k1=1π∙1-d2d12d1+d2d1-d2-2lnd1d2=1π∙1-1351752175+135175135-2ln175135=0.385 (2.18) ➢ k2=6π⋅lnd1d2⋅d1d2-1lnd1d2-1=6π⋅ln175135⋅175135-1ln1751351=1.043 (2.19) ➢ k3=3π⋅lnd1d2⋅d1d2-1=3π⋅ln175135⋅175135-1=1.09

(2.20) Pe baza relaţiilor rezultă efortul unitar maxim: σtmax=4∙E⋅f(1-µ2)⋅k1⋅d12⋅k2⋅h-f2+k3⋅s=4∙21000⋅2(1-0.32)⋅0.385⋅1752⋅1.043⋅552+1.09⋅2=20 MPa

unde s-au considerat: – h=5 mm; – s= 2 mm; – f=h=5 mm Pentru calculul deformaţiilor ȋn timpul debreierii se folosesc următoarele relaţii: q=q1+q2 unde: –

q1=f⋅d2-d3d1-d2=5⋅135-35175-135=12.5 mm

–

q2=ψ⋅Q⋅(d2-d3)324⋅z⋅E⋅I=1.315⋅1548⋅(135-35)324⋅18⋅21000⋅6.667=33.65 mm

unde s-au considerat: – coeficient de formă al lamelei Ψ=1.315; – numărul de pârghii z; – momentul de inerţie al secţiunii lamelei I=b⋅s312=10∙2312=6.667 mm4 Atunci deformaţia ȋn timpul debreierii este: q=q1+q2=12.5+33.65=46.15 mm Deformaţia arcului ȋncărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferinţele de diametre d1 şi d2 se face după relaţia: F=4∙E∙s∙f(1-µ2)⋅k1⋅d12⋅h-f⋅h-f2+s2

(2.21) Aceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului ȋn timpul cuplării. Pentru trasarea acestei caracteristici deformaţia arcului se va varia de la 0 până la 1.7h. Datele se vor centraliza ȋn tabelul II.1, şi se va trasa caracteristica elastică a arcului. Tabel II.1 f [mm] 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 5.5 6 6.5 7 7.5 8 8.5

F [N] 0.00 198.66 344.47 443.31 501.05 523.56 516.71 486.37 438.42 378.72 313.16 247.59 187.89 139.94 109.60 102.75 125.26 183.00

1.1 Calculul discului de presiune

Funcţional discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forţelor de presiune ale arcurilor de presiune pe suprafaţa de frecare. Este o componentă a părţii conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri şi masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului. Predimensionarea discului de presiune se face din condiţia preluării căldurii revenite în timpul patinării ambreiajului. Considerând discul de presiune un corp cilindric cu următroarele dimensiuni: – Raza exterioară red=Re+(3..5) mm (2.21) – Raza interioară rid=Ri-(3..5) mm (2.23) – Înălţimea discului hd Pe baza acestor relaţii rezultă: – Raza exterioară red=Re+(3..5)=100+5=105 mm – Raza interioară rid=Ri-(3..5)=65-5=60 mm

Înălţimea discului hd=L∙αc∙π⋅ρ⋅Δt∙(red2-rid2)=26950⋅0.5500⋅π⋅13⋅1.2∙(1052602)=7.5 mm (2.24 )

–

unde: ρ - masa specifică a discului de presiune; ρ=1.2 kg c - căldura specifică a piesei ce se verifică; c=500 J/kg0C Δτ - creşterea de temperatură; Δτ=130C L - lucrul mecanic pierdut prin frecare;

– – – – – – –

red – raza exterioară a discului; rid – raza interioară a discului; α -coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea piesei;

1.1 Calculul discului condus Calculul discului condus constă în următoarele: a) Verificarea canelurilor butucului; b) Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc; c) Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare; d) Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar; a) Verificarea canelurilor butucului Canelurile butucului se verifică la forfecare şi strivire exact la fel ca la arborele ambreiajului. Verificarea la strivire: ps=4⋅β⋅Mmz⋅l⋅h⋅(de+di)≤psa=20..35Nmm2

(2.25) – – – – –

unde: z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri; l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =25 mm; h – înălţimea canelurilor; se adoptă h=1.5 mm; di - diametrul de fund ale canelurilor; de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=23.5 mm;

Rezultă: ps=4⋅β⋅Mmz⋅l⋅h⋅(de+di)=4⋅19500027⋅25⋅1.5⋅(25+23.5)=16Nmm2

Canelurile se mai verifică şi la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relaţia: τf=4⋅β⋅Mmz⋅l⋅b⋅(de+di)≤τaf=20..30Nmm2

(2.26) – –

unde: z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri; l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =25 mm;

– – –

b – lăţimea canelurilor; se adoptă b=1.5 mm; di - diametrul de fund ale canelurilor; de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=23.5 mm;

Rezultă:

τf=4⋅β⋅Mmz⋅l⋅b⋅(de+di)=4⋅19500027⋅25⋅1.5⋅(25+23.5)=16Nmm2

a) Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc Discul condus se fixeză cu butucul prin intermediul unor nituri. Niturile sunt confecţionate din OL34 sau OL 38 şi au un diametru cuprins între 6..8 mm. Niturile se verifică la strivire şi forfecare. Verificarea niturilor la forfecare se face după relaţia: τf=4⋅β⋅Mmrn⋅zn∙An≤τaf=30Nmm2

(2.27) unde: – – –

rn - raza cercului pe care sunt dispuse niturile; zn – numărul de nituri; An - secţiunea tranversală a nitului;

Se alege diametrul nitului dn=6 mm, numărul de nituri zn=16 nituri, An=π⋅dn24=π∙624=29 mm2, rn=70 mm Rezultă: τf=4⋅β⋅Mmrn⋅zn∙An=4⋅19500016∙29⋅70=25Nmm2 Verificarea la strivire se face după relaţia: ps=4⋅β⋅Mmrn⋅zn⋅dn∙ln≤psa=80..90Nmm2

(2.28) unde: – – – –

rn - raza cercului pe care sunt dispuse niturile; zn – numărul de nituri; dn - diametrul nitului; ln - lungimea părţii active a nitului;

Rezultă: ps=4⋅β⋅Mmrn⋅zn⋅dn∙ln=4∙19500070⋅15⋅6∙6=20Nmm2 a) Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare Niturile de fixare a garniturii de frecare se verifică deasemenea la forfecare şi strivire. Acestea sunt confecţionate din acelaşi material ca şi niturile de prindere a discului condus. b) Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar Acest calcul se face punând condiţia ca momentul Me care comprimă arcurile până la opritori să fie, în general egal cu momentul generat de forţa de aderenţă ale roţilor motoare ale automobilelor.

Me=m⋅G∙rr⋅φi0⋅is1

(2.29) unde: – – – – –

m⋅G sarcina dinamică ce revine punţii motoare; φ – coeficient de aderenţă φ=0.8 ; rr - raza roţii de rulare; i0 - raportul de transmitere al transmisiei principale; is1 – raportul de transmitere al primei trepte de viteză;

Rezultă: Me=m⋅G∙rr⋅φi0⋅is1=8110∙0.29∙0.84.3∙3.03=144 Nm. Forţa Fe care solicită un arc este dată de relaţia: Fe=MeZe∙Re (2.30) unde: – –

Ze - numărul arcurilor elementului elastic suplimentar; se adoptă Ze=6 arcuri ; Re - raza de dispunere a arcurilor; se adoptă Re=62 mm

– Rezultă: Fe=MeZe∙Re=1440006⋅62=387 N. Capetele arcurilor se spijină în ferestre executate în disc şi în butuc. Lungimea ferestrei lf se face mai mică cu 15..20% , astfel încât la montare arcurile se pretensionează. Pentru dimensiunile ferestrelor se recomandă următoarele dimensiuni: lf=25..27 mm, Re =40..60 mm, a=1.4..1.6 mm, înclinarea capetelor 1..1.50. 1.1 Calculul arborelui ambreiajului Dimensionare arborelui ambreiajului se face din condiţia de rezistenţă la torsiune determinată de momentul motor. Diametrul de predimensionare al arborelui este dat de relaţia: di=3β⋅Mm0.2∙τat

(2.31) unde: di- diametrul de fund al canelurilor; τat - efortul unitar admisibil la solicitarea de torsiune şi este cuprins între τat=100÷120Nmm2 . Rezultă diametrul di=3β⋅Mm0.2∙τat=31.5⋅1300000.2∙100=22 mm adoptă di=22 mm .

Se

Atât canelurile arborelui şi cele ale butucului trebuie verficate la strivire. Verificarea la strivire în cazul ambreiajului monodisc se face după relaţia: ps=4⋅β⋅Mmz⋅l⋅h⋅(de+di)≤psa=20..35Nmm2

(2.32)

unde: – – – – –

z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri; l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =25 mm; h – înălţimea canelurilor; se adoptă h=1.5 mm; di - diametrul de fund ale canelurilor; de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=23.5 mm;

Rezultă: ps=4⋅β⋅Mmz⋅l⋅h⋅(de+di)=4⋅19500027⋅25⋅1.5⋅(25+23.5)=16Nmm2

Canelurile se mai verifică şi la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relaţia: τf=4⋅β⋅Mmz⋅l⋅b⋅(de+di)≤τaf=20..30Nmm2

(2.33) unde: – – – – –

z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri; l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =25 mm; b – lăţimea canelurilor; se adoptă b=1.5 mm; di - diametrul de fund ale canelurilor; de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=23.5 mm;

Rezultă: τf=4⋅β⋅Mmz⋅l⋅b⋅(de+di)=4⋅19500027⋅25⋅1.5⋅(25+23.5)=16Nmm2

1.1 Calculul elementelor de fixare şi ghidare În timpul rotaţiei discul de presiune este solidar cu volantul motorului, având în acelaşi timp posibilitate deplasării axiale. Această legătură dintre volant şi discul de presiune se face, de regulă, prin intermediul carcasei ambreiajului. În general, în cazul ambreiajelor monodisc, discul de presiune se verifică la strivirea suprafeţelor de legătură şi carcasă sau dintre disc şi bolţuri. Presiunea specifică de strivire se determină cu relaţia: ps=β⋅MmR⋅z⋅A≤psa=10..12Nmm2

(2.34) unde: – z – numărul de reazeme sau bolţturi de ghidare; – R – raza cercului pe care se află bolţurile; – A – aria de strivire A=a⋅h; Rezultă:

ps=β⋅MmR⋅z⋅A=19500095⋅2∙100=10Nmm2 .

1. Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului Sistemul de acţionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobile deoarece, faţă de sistemul de acţionare mecanic, prezintă o serie de mai multe avantaje, cum ar fi: – limitează viteza sw de plasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajului şi prin aceasta ȋncărcările transmisiei; – randament ridicat; – posibilitatea dispunerii ȋn locul dorit fără complicaţii constructive. Un tip de sistem de acţionare hidraulic este prezentat ȋn figura 3.

Fig.3 Sistem de acţionare hidraulic al ambreiajului. Conform principiului lui Pascal rezultă relaţia:

F1F2=d12d22

(2.35) unde: d1 - diametrul cilindrului de acţionare; d2 – diametrul cilindrilui de receptor. Forţa F2 se determină plecând de la forţa F de apăsare asupra discurilor: – –

F2=F∙dc∙ef

(2.36)

Forţa (2.37) Ȋnlocuind (2.38) unde: – – –

F1

ȋn rezultă

funcţie

de forţa

forţa la

de

la

pedală:

pedală:

F1=

Fp∙ab

Fp=Fim∙ih∙ηa

im - raportul de transmitere mecanic im=ab⋅cd∙ef ih - raportul de transmitere hidraulic ih=d22d11 ηa - randamentul sistemului hidraulic ηa=0.95…0.98

Cunoscând cursa totală a manşonului rulmentului de presiune, se determină cursa cilindrului receptor cu relaţia: s2=sm∙cd (2.39) ȋn care sm=sl⋅jd∙ip∙i (2.40) unde: – sl – cursa liberă a manşonului sl=2..4 mm; – jd - jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafeţe de frecare pentru o decuplare completă a ambreiajului; – ip – raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere; – i – numărul suprfeţelor de frecare. Se adoptă: sl=3 mm, jd=0.7 mm, ip=1.5, i=2. Rezultă sm=sl⋅jd∙ip∙i=3∙0.7∙1.5∙2=6.3 mm Se poate calcula cursa cilindrului receptor: s2=sm∙cd=6.3∙2=12.6 mm cu cd=2 . Cunoscând cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ ȋn cilindrul receptor: V2=s2∙π⋅d224

(2.41) Se adoptă un diametru al cilindrului receptor ca fiind d2=30 mm. Atunci rezultă: V2=s2∙π⋅d224=12.6⋅π⋅3024=8907 mm3 . Deoarece presiunea de lucru este redusă şi conductele de legătură dintre cilindri au lungime redusă, se poate considera că volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul de lichid genrat de pistonul pompei receptoare, V1=V2. Pe baza acestei ipoteze se calculează cursa cilindrului pompei centrale cu relaţia: s1=4⋅V2π⋅d12

(2.42) Alegem un raport dintre d2d1=2⇒ d1=d22=302=15 mm. Cu acesta rezultă: s1=4⋅V2π⋅d12=4∙8907π⋅152=50 mm. Cursa totală a pedalei Sp a ambreiajului este: Sp=s1⋅ab≤150..180 mm

(2.43) Se adoptă ab=2.5, rezultă

Sp=s1⋅ab=50⋅2.5=125 mm<150…180 mm.

Forţa la pedală nu trebuie să depăşească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce la obosirea excesivă a conducătorului auto. Forţa la pedală este: Fp=Fim∙ih∙ηa=427610⋅4⋅0.98=110 N=11 daN<15daN . unde s-au considerat – raportul de transmitere mecanic im=10; – raportul de transmitere hidraulic ih=4; – randamentul sistemului hidraulic ηa=0.98.

Bibliografie 1. Prof. univ. dr. ing. Cristian Andreescu - Curs DINAMICA AUTOVEHICULELOR. 2. Prof. univ. dr. ing. Aurel P. Stoicescu - PROIECTAREA PERFORMANŢELOR DE

TRACŢIUNE ŞI DE CONSUM ALE AUTOMOBILELOR, Editura Tehnica 2007 3. http://www.mitsubishi-motors.ro/files/brosuri/Lancer-clasic.pdf 4. http://www.toyota.ro/e-brochures/Corolla_tcm420-732150.zip/slot033/pdf/compleet.pdf 5. http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?

id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3 6. http://www.skoda.ro/technik_te.php?B_ID=297 7. Gh. Frăţilă – Curs Calculul şi construcţia ambreiajului.

Memoriu tehnic justificativ

Partea I 1. Alegerea unui numar adecvat de modele similar de automobile, analiza particularitatilor lor constructive si a principalelor caracteristici dimensionale, masice si energetic. Stabilirea modelului de automobile ce se va proiecta, conform cerintelor temei. 2. Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru automobilul impus prin tema. 2.1. Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai automobilului, precum si a subansamblurilor acestuia; 2.2. Determinarea formei si a dimensiunilor spatiului util, preacum si a interiorului postului de conducere; 2.3. Intocmirea schitei de organizare generala; 2.4. Determinarea pozitiei centrului de masa al autimobilului, atat la sarcina utila nula cat si la sarcina utila maxima constructiva. Determinarea incarcarilor pe punti si a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere ai stabilitatea longitudinal a automobilului, in stransa legatura cu panta maxima impusa prin tema; 2.5. Alegerea anvelopelor si jantelor. 3. Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversal maxime si a randamentului transmisiei. 4. Determinarea rezistentelor la inainteare si a puterilor corespunzatoare, in functie de viteza automobilului. 5. Predeterminarea caracteristicilor de turatie la sarcina totala a motorului, din conditia de viteza maxima in palier, alegerea motorului si precizarea principalilor parametrii ai motorului ales. 6. Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze.

Partea a II-a

1. Studiul ethnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegerea variantei ce se va proiecta. 2. Calculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare a ambreiajului. 3. Calculul si proiectarea principalelor componenete ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare si ghidare). 4. Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului Materialul grafic

1. Desen de ansamblu sumar al automobilului (3 vederi). 2. Desen de ansamblu al ambreiajului (vedere lateral si sectiune longitudinala).