Post on 04-Jun-2018
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
1/82
Capitolul I : Analiza modelelor similare de automobile. Stabilirea tipului de
autovehicul ce se va proiecta.
1.1 Alegerea modelelor similare :
Tabel 1.1
1.2 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori:
Tabel 1.2
tip auto AudiTT
AlfaRomeoSpider
BmwZ4
HondaS2000
MazdaMx-5
OpelGT
OpelTigra
Twintop
Mercedes-Benz SLK
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
Consolaspate [mm]
808 865 853 840 874 835 710 832
Garda la sol[mm]
113 120 120 130 135 129 131 120
AlfaRomeoSPIDER
BMW Z4 Audi TTHondaS2000
MazdaMx-5
OPEL GT OpelTigra
Twintop
MercedesBenz SLK
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
2/82
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
3500
3700
3900
4100
4300
4500
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.2 -1-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
3/82
Latimea in functie de fiecare autovehicul
Inaltimea in functie de fiecare autovehicul
1500
1550
1600
1650
1700
1750
1800
1850
1900
1950
2000
1 2 3 4 5 6 7 8
GRAFIC 1.2 -2-
1000
1050
1100
1150
1200
1250
1300
1350
1400
1450
1500
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.2 -3-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
4/82
Ampatamentul in functie de fiecare autovehicul
Ecartamentul in functie de fiecare autovehicul
2000
2100
2200
2300
2400
2500
2600
2700
2800
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.2 -4-
1300
1350
1400
1450
1500
1550
1600
1650
1700
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.2 -5-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
5/82
Consola fata in functie de fiecare autoturism
Consola spate in functie de fiecare autovehicul
0
200
400
600
800
1000
1200
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.2 -6-
500
550
600
650
700
750
800
850
900
950
1000
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.2 -7-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
6/82
Garda la sol in functie de fiecare autovehicul
100
105
110
115
120
125
130
135
140
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.2 -8-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
7/82
1.3 Analiza principalilor parametrii masici:
Tabel 1.3
Tip
auto
Audi
TT
Alfa
RomeoSpider
Bmw
Z4
Honda
S2000
Mazda
Mx-5
Opel
GT
Opel
TigraTwintop
Mercedes-
Benz SLK
Masaproprie
[kg]
1285 1505 1480 1362 1090 1395 1235 1390
Masautila[kg]
320 250 255 173 285 195 215 315
Masatotala[kg]
1605 1755 1735 1535 1375 1590 1450 1705
Masa totala [kg]=Masa Proprie [kg] + Masa utila [kg]
Masa proprie [kg] in functie de fiecare autovehicul
1000
1100
1200
1300
1400
1500
1600
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.3 -1-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
8/82
Masa utila [kg] in functie de fiecare autovehicul
Masa totala [kg] in functie de fiecare autovehicul
100
150
200
250
300
350
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.3 -2-
1200
1300
1400
1500
1600
1700
1800
1900
2000
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.3 -3-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
9/82
1.4 Analiza principalilor parametrii energetici:
Tabel 1.4
Tip auto Audi
TT
Alfa
RomeoSpider
Bmw
Z4
Honda
S2000
Mazda
Mx-5
Opel
GT
Opel
TigraTwintop
Mercedes-
Benz SLK
Cilindree[cm3]
1781 2198 2497 1997 1999 1998 1796 1796
Puteremax [kw]
120 136 150 179 118 194 92 100
Cuplu max[Nm]
225 230 250 208 188 350 165 250
Vitezamaxima
218 224 242 240 217 229 204 236
Putereaspecifica[kw/kg]
0,074
0,077 0,139
0,116 0,085 0,122
0,063 0,058
Turatia laputerea
maxima[rpm]
5700 6500 6400 8300 7000 5250 6000 5500
Turatia lacuplu
maxim[rpm]
1950-
5400
4500 27507500
5000 4500 4600 2800-
5000*Puterea specifica [kw/kg] =puterea maxima [kw] /Masa totala [Kg]
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
10/82
Cilindreea [cm3] in functie de fiecare autovehicul
Puterea maxima [kw] in functie de fiecare autovehicul
1500
1600
1700
1800
1900
2000
2100
2200
2300
2400
2500
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.4 -1-
80
100
120
140
160
180
200
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.4 -2-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
11/82
Cuplu maxim [Nm] in functie de fiecare autovehicul
100
150
200
250
300
350
400
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.4 -3-
200
205
210
215
220
225
230
235
240
245
250
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.4 -4-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
12/82
Viteza maxima [km/h] in functie de fiecare autovehicul
Puterea speficica [kw/kg] in functie de fiecare autovehicul
0.05
0.07
0.09
0.11
0.13
0.15
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.4 -5-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
13/82
1.5 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare:
Tabel 1.5
Tip auto Audi
TT
Alfa
RomeoSpider
Bmw
Z4
Honda
S2000
Mazda
Mx-5
Opel
GT
Opel
TigraTwintop
Mercede
s-BenzSLK
Tip motor Transversal
MAS;4cilindrii inlinie;DOHC ;20supape
TransversalMAS;4cilindriiin linie;DOHC;16supape
TransversalMAS;6cilindrii inlinie;DOHC;24supape
LongitudinalMAS;4cilindrii inlinie;DOHC;16supape
TransversalMAS;4cilindrii inlinie;DOHC;16supape
MAS;4cilindriiinlinie;DOHC;16supape
TransversalMAS; 4cilindriiin linie;DOHC;16supape
TransversalMAS; 4cilindriiin linie;DOHC16supape
Amplasare
Motor
Fata Fata Fata Fata Fata Central
Fata Fata
Puntemotoare
Fata Fata Spate Spate Spate Spate Fata Spate
Cutie deviteze
Manuala6+1
Manuala 6+1
Manuala6+1
Manuala6+1
Manuala6+1
Manuala 5+1
Manuala5+1
Manuala6+1
Tipsuspensie fata
Mc.PhearsonIndependen-tabara anti-ruliu
Independenta;cudublabascula sibara
anti-ruliu
Indepen-dentaMc.Phearson
Mc.PhearsonIndependen-tabara
anti-ruliu
Independenta;cudublabascula
Indepen-denta
Mc.PhearsonIndependen-ta,bascula sibara
anti-ruliu
IndependentaMc.PhearsonArcurielicoidale si bara
antiruliu
Tipsuspensie spate
Bara detorsiune
Indepen-denta
Indepen-denta
Mc.PhearsonIndependen-ta
Indepen-denta
Indepen-denta
Bara detorsiune
Independen-ta ,bara detorsiune
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
14/82
baraanti-ruliu
Raport
comprimare
9,5 : 1 11,3 :
1
11 : 1 11,1
:1
10,8
:1
9,2 : 1 10,5 :
1
8,5 : 1
EmisiiCO2
[g/km]
197 221 199 236 181 218 185 182
Consumcombustibil urban[l/100km
]
11.2 13 12,4 13,9 10,5 13 10,9 11
Consumcombusti
bilextraurba
n[l/100km
]
6.4 7,3 6,2 7,8 5,9 6,9 5,8 5,7
Consumcombustibil mixt
[l/100km]
8.2 9,4 8,5 10 7,6 9,2 7,7 7,7
Timpulde
accelerare
0-100km/h
8,2 9,5 6,6 6,2 7.9 5,8 9,4 7,6
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
15/82
Raportul de comprimare in functie de fiecare autovehicul
Consumul urban in functie de fiecare autovehicul
150
160
170
180
190
200
210
220
230
240
250
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.5 -1
8
9
10
11
12
13
14
15
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.5 -2
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
16/82
Consumul extraurban in functie de fiecare autovehicul
Consumul mixt in functie de fiecare autovehicul
0
1
2
3
4
5
6
78
9
10
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.5 -3-
5
6
7
8
9
10
11
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.5 -4-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
17/82
Timpul de accelerare 0-100 km/h in functie de fiecare autovehicul
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
1 2 3 4 5 6 7 8
Grafic 1.5 -5-
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
18/82
Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai autovehiculului studiat
a) determinarea valorii medii a parametrului dimensional x :
ms
N
j
j
N
x
x
ms
1
2.1
x j este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul studiat
Nms este numarul de modele similare
b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv
1
)(1
2
ms
N
j
j
x N
x x
S
ms
2.2
c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv
Cvx= Sx/x *100 [%] 2.3
d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii
ms
xales
N
S k t x x ),P(
2.4
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
19/82
2.5
e) Alegerea valorii parametrului din interval, xε Ix
TABEL 2.1
NR crt Parametrul
Dimensional
x
[mm]
Sx
[mm]
t
[mm]
Ix
[mm]
xales
[mm]1 Lungime 4119 137,56 2,365 [4003,4234] 4103
2 Latime 1776 109,98 2,365 [1684,1867] 17773 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] 15306 Consola Fata 872 148,54 2,365 [747,996] 841
7 Consola Spate 827 103,84 2,365 [740,913] 8328 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.
ms
x
ms
x x
N
S k t x
N
S k t x I ),P(,),P(
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
20/82
Predeterminarea principalilor parametrii masici
Am ales masa autovehiculului Mercedes SLK deoarece se incadreaza cel mai
bine in intervalul de incredere Im0.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
21/82
kg
m
N
m
m j
ms
N
j
ms
75,1342
8
13901235139510901362148015051285
8
8
11
0
)1607,1078(8
16.316776.27.1342,
8
16.316776.27.1342,
ms
m
o
ms
m
om N
S t m
N
S t m I oo
o
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
316.167
) 7 . 1342 (
1
) ( 8
1
2
1
2
ms
o o
o
m m m
Sm
ms
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
22/82
TABEL 2.2
Nr. Crt Denumiresubansamblu
Pondere[%]
Masacalculata
[kg]
Masaaleasa[kg]
1 Motor-transmisie 20.4 347.82 3482 Rezervor de
combusibil0.99 16.87 17
3 Sistem de evacuare 2.45 41.77 414 Schimbator de viteze 5.0 85.25 855 Suspensie fata 7.2 122.76 1236 Suspensie spate 5.2 88.66 897 Sistem de directie 1.9 32.39 438 Instalatie eletrica si
baterie de acumulator1.9 32.39 33
9 Rotile 6.4 109.12 11010 Caroserie,usi,geamuri 48.56 827.94 828
Masa totala 1705kg
Principalele dimensiuni interioare ale automobilului
Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentareaurmatoarelor caracteristici dimensionale:
a) Organizarea si dimensiunile postului de conducere
b) Amplasarea banchetelor si dimensiunile acestora
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
23/82
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 sauplastic acrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin .
Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelorpiciorului, gamba si coapsa deoarece s-a constatat ca dimensiunile torsuluivariaza nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele10, 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 siin directie verticala
- Varificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si joscu manechinul de 90, apoi se verifica pozitia maxim fata si sus cumanechinul de 10
- Valorile medii ale unghiurilor α, β, γ, δ sunt reprezentate in tabelulurmator
Tipulautomobilului Autoturism Autocamion
α 20-30 20-30β 60-110 95-120γ 80-170 95-135δ 75-110 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.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
24/82
„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, geamulsa 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.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
25/82
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
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
26/82
3.2 Întocmirea schiţei de organizare generală
În vederea întocmirii schiţei de organizare generală a autoturismuluide proiectat s-a pornit de la modelul similar de referinţă convenabil ales lacapitolul 1 şi s-a convenit ca modelul ce urmează a fi proiectat săindeplinească urmatoarele caracteristici tehnice: motorul este cu patrucilindrii in linie amplasat longitudinal în faţă, schimbătorul de viteze estemecanic 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 darcu diametrul mai mare in cazul puntii spate deoarece include in plus fata depuntea 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 alegeun sistem de axe de coordonate (X,Z) care se va poziţiona pe schiţa deorganizare generală. Sistemul de coordonate are originea in punctul decontact cu solul a pneului de la puntea fata, in primul rand pentrusimplificarea masurarii si calcularii valorilor. Pe această schiţă se vor precizatoate 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.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
27/82
Pentru deteminarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului se
folosesc relatiile ∑ ∑ ;(3.1)şi
∑ ∑ (3.2) în care este masa subansamblului j, în kg, iar şi sunt coordonatelecentrului de greutate al subansamblului j,faţă de sistemul de axe,XOZ, ales în mm.
În legătură cu poziţia centrului de masă pentru o persoană aşezatădpe scaun: în cazul scaunelor fixe ,centrul de masă se află la distanţa 50mm faţă de punctul R ,în sensul de mers,iar în cazul scaunelor reglabileacestă 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 alecaroseriei
Nr.crtDenumiresubansamblu
masa[kg] Participatia[%]
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) 44 8,89
7 Podea+lonjeroane 220 44,44
8 Plafon 8 1,62
9 Luneta 12 2,42
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
28/82
10 Aripa spate(2) 16 3,23
11 Hayon 10 2,02
12 Bara spate 36 7,27
Total 495 100
Tabel.2 Determinarea centrului de greutate alcaroseriei
Nr.crt.
Denumiresubansamblu
Masa
Pozitie
subansamblu x*m z*m
[kg] X Z
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
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
29/82
6 Praguri(2) 44 1155 322 50822 14168
7Podea+lonjeroane 220 1177 311
258940 68420
8 Plafon 8 1663 1292 13304 10336
9 Luneta 12 2346 1124 28152 13488
10 Aripa spate(2) 16 2420 674 38720 10780
11 Hayon 10 2807 989 28070 9890
12 Bara spate 36 2954 46310634
4 16668
Total 49569008
422567
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 PondereMasa[kg]
1 Motor 14,0 194,6
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
30/82
2Instalatie electrica+baterie deacumulatori 1,70 23,63
3 Ambreiaj 0,7 9,73
4 Schimbator de viteze 5 70,3
5 Sistem de directie 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
10 Sistem de evacuare 2,45 34,4
11 Suspensie fata 6 84,3
12 Suspensie spate 6,2 87,1
13 Caroserie 44,8 639,4
14 Transmisie cardanica 0,68 9,554
15 Diferential 0,7 9,835
16 Rezervor Combustibil 0,69 9,6945
17 Combustibil 5 70,3
1390
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
31/82
Tabel 4.Determinarea centrului de greutate al autevehiculului
Nr.crt. Denumire subansamblu Masa
Pozitie
subansamblu x*m z*m
[kg] X Z
1 Motor 176,7 125 467 19087 9082
2
Instalatieelectrica+baterie deacumulatori 23,9 324 784 8126 167
3 Ambreiaj 9,8 370 588 3626 576
4 Schimbator de viteze 70,3 634 395 35642,1 316
5 Sistem de directie 24,9 470 535 14093,4 1489
6 Radiatoare 22,5 -617 405 -13050 1087 Roti 81,5 1211 312 117360 114
8 Lichid racire+ulei 25,3 330 1242 8349 3142
9 Sistem de franare 15,5 300 480 4650 74
10 Sistem de evacuare 34,4 1819 207 9976 111
11 Suspensie fata 76,0 0 289 0 288
12 Suspensie spate 82,1 2421 425 197040 320
13 Caroserie 629,4 1353 734 873607 2800
14 Transmisie cardanica 9,6 1665 299 13375,6 2484
15 Diferential 9,8 2420 207 23505,7 177
16 Rezervor Combustibil 9,7 2914 452 22976 494
17 Combustibil 70,3 2914 452 166611 358
18 Scaune fata(2) 34 1597 486 61200 122
19 Pasager 75 1702 565 120000 269
Total 1580 1566525 6303
XG0=1439 [mm]
ZG0=411 [mm]
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
32/82
3.3.2 Tabel 5. Determinarea centrului de masa al automobilului
complet echipat
Nr.crt. Denumire subansamblu MasaPozitiesubansamblu x*m z*m
[kg] X Z
1 Motor 176,7 125 467 19087 9082
2
Instalatieelectrica+baterie deacumulatori 23,9 324 784 8126 167
3 Ambreiaj 9,8 370 588 3626 576
4 Schimbator de viteze 70,3 634 395 35642,1 3165 Sistem de directie 24,9 470 535 14093,4 1489
6 Radiatoare 22,5 -617 405 -13050 108
7 Roti 81,5 1211 312 117360 114
8 Lichid racire+ulei 25,3 330 1242 8349 3142
9 Sistem de franare 15,5 300 480 4650 74
10 Sistem de evacuare 34,4 1819 207 9976 111
11 Suspensie fata 76,0 0 289 0 28812 Suspensie spate 82,1 2421 425 197040 320
13 Caroserie 629,4 1353 734 873607 2800
14 Transmisie cardanica 9,6 1665 299 13375,6 2484
15 Diferential 9,8 2420 207 23505,7 177
16 Rezervor Combustibil 9,7 2914 452 22976 494
17 Combustibil 70,3 2914 452 166611 358
18 Scaune fata(2) 34 1597 486 61200 122
19 Pasager(2) 150 1702 565 120000 269
20 Bagaje 180 2550 520 459000 936
Total 1580 1566525 6303
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
33/82
XGa=1510 [mm]
YGa=446 [mm]
După stabilirea centrelor de masă se determină încărcările statice la celedoua punţi corespunzătoare celor două stări de încărcare.Pentrudeterminarea lor se folosesc formulele: şi , pentru cazul 1, (3.3)
si şi , pentru cazul 2, (3.4)
unde:
şi reprezintă distanţele de la centrul de masă la puntea faţărespectiv puntea spate: =1439 mm=2430-1439=991 mm.
a şi b reprezintă distanţele de la centrul de masă la puntea faţărespectiv puntea spate.
a=1510 mmb=2430-1510=920 mm.
Astfel,
o o = 1363=807.142 daN
reprezentând încărcarile statice pentru primul caz.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
34/82
Pentru cazul 2
o 1672=633 daN şio 1672=1039 daN
Pentru aprecierea solicitării drumului din punctul de vedere al încărcărilor lapunţi se utilizează următoarea mărime:
=∑ [10³ daN] (3.5)Unde G j si Ga se exprima in 10
3daN (echivalent, in tone). Introducand in
relatia (3.5) datele de mai sus, va rezulta:
= = =0,08 103∙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: Aşa cum s-a impus prin temă automobilul de proiectat are punteamotoare în spate (4x2), acest lucru însemnănd faptul că expresia unghiului
limită de patinare sau de alunecare (cand roţile motoare ajung la limita deaderenţă) este următoarea:
(3.6)
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
35/82
unde reprezintă coeficientul de aderenţă longitudinal si ia valori inintervalul [0.7; 0.8].
25,87º
în care =0.75.Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia:
( ) (3.7) ( ) 64,14º
Conditiile de stabilitate longitudinal, la deplasarea autovehiculului pe panta
maxima impusa sunt: (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 dinstandarde. La alegerea pneurilor şi jantelor trebuie să se aibă în vederedestinaţia autovehiculului şi performanţele acestuia.
Încărcarea statică pe pneu corespunzătoare sarcinii utile maximecalculate va fi:
= (3.9)Încarcarea unui pneu pe puntea faţă: = = =316,5 daNÎncărcarea unui pneu pe puntea spate:
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
36/82
= = =519,5 daN
Capacitatea portantă necesară pneului definită ca fiind încărcarea radial
maximă suportată de aceasta va fi: =(max )/ (3.10)
unde =0,9 şi max =519,5 daN . Efectuând calculul rezultă: =519,5/0,9=577,22 daN.
Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitate
portanta Qp> , dar cat mai aproape de
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= * 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
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
37/82
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= + V + (4.1)unde:
reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică, [h/km] şi [h2/km2] coeficienţi de influenţă ai vitezei care pot fi aleşi din tabele
standardizate.Astfel,pentru anvelopa radială cu secţiune foarte joasă avem:
=1.8360 , =-1.8725 [h/km], =2.9554 4 [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] 0 10 20 30 40 50 60
f , [-] 0.01836 0.0182023 0.0181037 0.0180642 0.0180839 0.0181626 0.0183004
100 110 120 130 140 150 160 170
0.0194429 0.0198763 0.0203688 0.0209204 0.0215311 0.0222009 0.0229298 0.0237179
200 210 220 230 236
0.0264366 0.0274611 0.0285446 0.0296873 0.0304013Grafic 4.1
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
38/82
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= [m²] (4.2)
unde:
=0,89 este un coeficient de formă adoptat 1 pentru autocamioane, =1,777 m este lăţimea automobilului, =1,296 m este înălţimea automobilului,
0
0.005
0.01
0.015
0.02
0.025
0.03
0.035
0 50 100 150 200 250
f [ - ]
V [km/h]
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
39/82
=0,15 m înălţimea marginii inferioare a barei de protecţie faţă de cale, =2 reprezintă numărul de pneuri, =0,205 m reprezintă laţimea secţiunii anvelopei.
A= 0,89* 1,777 * (1,296-0,15) + 2 * 0,15 * 0,205 = 1,873 m²
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: =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
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
40/82
frecare la nivelul transmisiei,pierderi ce sunt caracterizate de -randamentul transmisiei.Valoarea adoptată pentru acesta este =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 vitezaautomobilului
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 (α p=0) sicazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat pmax=8% cuα p=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:
[daN] (3.3)unde apar:
reprezinta rezistenta la rulare; f reprezinta coeficientul rezistentei la rulare;
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
41/82
Ga reprezinta greutatea totala a autovehiculului, exprimata in daN; reprezinta unghiul pantei pe care se deplaseaza autovehiculul.
Pentru calculul puterii necesara pentru invingerea rezistentei la rulare estefolosita relatia:
(3.4)unde reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la rulare a pneurilor si este exprimatain kW .
Pentru calculul rezistentei la panta se foloseste relatia: (3.5)Puterea necesara pentru invingerea acestei rezistente se calculeaza astfel: (3.6)Rezistenta aerului se calculeaza cu urmatoarea formula: (3.7)
unde: Ra reprezinta rezistenta aerului, rezultata in daN; k= 0,06125 Cx reprezinta coeficientul aerodinamic; A reprezinta aria sectiunii transversal a autovehiculului; V x =V+V v cosα v [km/h] reprezinta viteza totala relativa a vantului fata de autovehicul. In
aceasta formula V reprezinta viteza autovehiculului, V v reprezinta viteza vantului, iar αv reprezinta unghiul facut de directia pe care bate vantul si directia pe care se deplaseazaautovehicului (in cazul de fata vom avea αv=0⁰)
Puterea necesara invingerii rezistentei aerului se poate calcula cu relatia: (4.8)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%
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
42/82
V f(V) Rrul Rp0
Ra ΣR Prul Pp0
Pa ΣP
[km/h] [-] [daN] [daN] [daN] [daN] [kW] [kW] [kW] [kW]
0 0.01836 31 0 0 31 0 0 0 0
10 0.01820
2
30 0 0.18616
2
31 0.84570
2
0 0.00517
1
0.8508
3
20 0.018104
30 0 0.744649
31 1.682241
0 0.041369
1.7236
30 0.018064
30 0 1.675461
32 2.517856
0 0.139622
2.65748
40 0.018084
30 0 2.978597
33 3.360802
0 0.330955
3.69178
50 0.018163
30 0 4.654058
35 4.219285
0 0.646397
4.86562
60 0.0183 31 0 6.70184 37 5.10155 0 1.11697 6.2185
70 0.018497
31 0 9.121953
40 6.015886
0 1.773713
7.78959
80 0.018754
31 0 11.91439
43 6.970488
0 2.647642
9.6181
90 0.019069
32 0 15.07915
47 7.973559
0 3.769787
11.7435
100 0.019443
33 0 18.61623
51 9.033414
0 5.171175
14.2049
110 0.019876
33 0 22.52564
56 10.15826
0 6.882834
17.0419
120 0.020369
34 0 26.80737
61 11.35632
0 8.935791
20.2921
130 0.02092
35 0 31.46143
66 12.63584
0 11.36107
23.9962
140 0.021531
36 0 36.48781
73 14.00507
0 14.1897 28.1947
150 0.022201
37 0 41.88652
79 15.47222
0 17.45272
32.9244
160 0.02293 38 0 47.65755 86 17.04555 0 21.18113 38.2269
170 0.023718
40 0 53.80091
93 18.73338
0 25.40598
44.1396
180 0.024565
41 0 60.31659
101 20.54377
0 30.15829
50.7026
190 0.0254 43 0 67.2045 110 22.4850 0 35.4690 57.954
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
43/82
71 9 5 9 4
200 0.026437
44 0 74.46492
119 24.56555
0 41.3694 65.9345
210 0.027461
46 0 82.09758
128 26.79342
0 47.89025
74.6837
220 0.028545
48 0 90.10256
138 29.17679
0 55.06267
84.2397
230 0.029687
50 0 98.47986
148 31.72411
0 62.91769
94.641
236 0.030401
51 0 103.685 155 33.33458
0 67.97125
101.308
Grafic 4.2 Variatia cu viteza a rezistentelor la rulare, a aerului si sumei rezistentelor
pentru panta de 0%
0
50
100
150
200
250
300
350
0 50 100 150 200 250
R [ d a N ]
V[km/h]
Rrul
Ra
ΣR
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
44/82
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 f(V) Rrul Rp8 Ra ΣR Prul Pp
0 Pa
[km/h] [-] [daN] [daN] [daN] [daN] [kW] [kW] [kW] [
0 0.01836 31 133 0 164 0 0 0
10 0.018202 30 133 0.186162 164 0.843013 3.701893 0.005171 4.5
20 0.018104 30 133 0.744649 164 1.676893 7.403786 0.041369 9.1
30 0.018064 30 133 1.675461 165 2.509851 11.10568 0.139622 13
40 0.018084 30 133 2.978597 166 3.350118 14.80757 0.330955 18
50 0.018163 30 133 4.654058 168 4.205871 18.50947 0.646397 23
60 0.0183 31 133 6.701843 170 5.085338 22.21136 1.116974 28
0.018497 31 133 9.121953 173 5.99676 25.91325 1.773713 330.018754 31 133 11.91439 176 6.948327 29.61514 2.647642 39
0.019069 32 133 15.07915 180 7.948209 33.31704 3.769787 45
0.019443 32 133 18.61623 184 9.004695 37.01893 5.171175 51
110 0.019876 33 133 22.52564 189 10.12596 40.72082 6.882834 57
120 0.020369 34 133 26.80737 194 11.32021 44.42272 8.935791 64
0
20
40
60
80
100
120
140
160180
200
0 50 100 150 200 250
P [ k W ]
V[km/h]
Prul
Pa
ΣP
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
45/82
130 0.02092 35 133 31.46143 200 12.59567 48.12461 11.36107 72
140 0.021531 36 133 36.48781 206 13.96054 51.8265 14.1897 79
150 0.022201 37 133 41.88652 212 15.42303 55.5284 17.45272 88
160 0.02293 38 133 47.65755 219 16.99136 59.23029 21.18113 97
170 0.023718 40 133 53.80091 227 18.67382 62.93218 25.40598 10180 0.024565 41 133 60.31659 235 20.47846 66.63408 30.15829 11
190 0.025471 42 133 67.20459 243 22.41357 70.33597 35.46909 12
200 0.026437 44 133 74.46492 252 24.48745 74.03786 41.3694 13
210 0.027461 46 133 82.09758 261 26.70823 77.73975 47.89025 15
220 0.028545 48 133 90.10256 271 29.08403 81.44165 55.06267 16
230 0.029687 49 133 98.47986 281 31.62325 85.14354 62.91769 17
236 0.030401 51 133 103.685 288 33.22861 87.36468 67.97125 18
Grafic 4.4 Variatia cu viteza a rezistentelor la rulare, la panta, a aerului si sumei
rezistentelor pentru panta de 8%
0
50
100
150
200
250
300
350
0 50 100 150 200 250
R [ d a N ]
V[km/h]
Rrul
Ra
ΣR
Rp
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
46/82
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 vitezămaximă în palier
Se impune prin temă o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului în treaptade viteze cea mai rapidă în palier. Pentru a avea o anumită acoperire din punct de vedere al puterii, se admite că atingerea lui se obţine pe o pantă foarte mică =(0,05…0,3)%,rezultând în acest fel o putere maximă
ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier
=0. Pentru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata : (5.1)unde:
P r reprezinta puterea disponibila la roata; P rul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a autovehiculului; P p reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei;
0
20
40
60
80
100
120
140
160180
200
0 50 100 150 200 250
P [ k W ]
V[km/h]
Prul
Pa
ΣP
Pp
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
47/82
P a reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; P d reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a autovehiculului.
Din conditia ca V=V max rezulta: , de unde rezulta ca Rd =0 si implicit P d =0.Facand inlocuirile in formula (5.1) rezulta: (5.2)
unde: )= (236km/h)=0,027 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare corespunzator
vitezei maxime; =1705 daN reprezinta greutatea autovehiculului; α p0=arctg(0,00175)=0,1
o 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=P Vmax: P Vmax= (5.3)
unde P 1 reprezinta termenul drept al relatiei (5.2). In consecinta, vom avea:
P Vmax= =143 kW
unde:ηt =0,92;
k =0,06125∙C x
In continuare vom calcula coeficientul de adaptabilitate si coeficientul deelasticitate al motorului necesar, folosind metoda intervalului de incredere aplicata pe valorilecunoscute de la motoarele modelelor similar
(5.4) (5.5)
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
48/82
Tab 5.1 – Coeficientii deelasticitate si adaptabilitate
la modele similare
Alfa
Romeospider Bmw Z4 Audi TT
HondaS2000
MazdaMx-5
OpelGT
Opel
Tigra
Twintop
Mercede
s SLK
Mmax 225 230 250 208 188 350 165 250
Pmax 120 136 150 179 118 194 92 100
Nm 4560 4500 5400 7500 5000 4500 4600 5000
Np 5700 6500 6400 8300 7000 5250 6000 5500
Ca 1,2 1,151 1,116 1,01 1,168 0,991 1,126 1,44
Ce 0,8 0,69 0,84 0,9 0,71 0,86 0,77 0,9
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
Adoptand gradul de incredere P =2,365 si cunoscand k = N ms-1=8-1=7 (unde N ms=8 reprezintanumarul de modele similare la care s-au putut calcula cei doi coeficienti)
Folosind formula | |̅ s-au obtinut in final intervalele deincredere pentru cei doi coeficienti:
C a (0,99...1,44) (5.6)C e (0,69...0,95) (5.7)
Tinand cont si de valorile acestor parametrii pentru motorul ce echipeaza modelul 8 (alesca fiind reprezentativ) s-au adoptat valorile:
C a=1,12 si C e=0,8Pentru trasarea caracteristicii exterioare se va folosi formula:
( ) ( ) ( ) ( )
(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.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
49/82
Alegand si valoarea raportului = din intervalul recomandat pentru motoareleMAS, =1,05...1,25, putem calcula pentru turatii ridicate (unde se gaseste practic si turatiade viteza maxima
Se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic, din relatia : PVmax=Pmax* ( )
Pentru stabilirea valorii turatiei de putere maxima,n p,se tine cont de valorile existente lamotoarele modelelor similare alese, in special de cele ale caror putere maxima este foarteapropiata de cea calculata anterior.Se considera n p= 5500 rot/min
Intervalul de variatie al turatiilor motorului ( ), este următorul: n (1100, 6600)rot/min
unde =1100 rot/min.nmax=1,2* n p=6600 rot/min
( )
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
50/82
Pentru V=Vmax, motorul va avea turatia nVmax si obtinem relatia: PVmax=Pmax* ( )(5.9)Folosind aceasta relatie, se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic:
Pmax
=143 kW
(5.10)
Tabel 5.2 . Valorile pentru modelarea caracteristicii motoarelor 1 si 2
n
[rot/min] 1320 1500 2000 3000 4000 4500 5000 5500 6600
P
[kw] 41.11 48.39 70.06 117.39 165.18 187.43 207,63 225.05 250
M
[daNm] 29.75 30.82 33.47 37.38 39.45 39.79 39.67 39.09 36.19P
[kw] 16.44 19.35 28.02 49.95 66.07 74.97 83.05 90.02 100M
[daNm] 11.90 12.33 13.39 14.95 15.78 15.91 15.87 15.63 14.47
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
51/82
Caracteristica Modelului similar 1
Caracteristica Modelului similar 2
\
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
0
50
100
150
200
250
300
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000
n[rot/min]
P[kW]
M[daNm]
02
4
6
8
10
12
14
16
18
0
20
40
60
80
100
120
0 2000 4000 6000 8000
n[rot/min]
P[kW]
M[daNm]
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
52/82
5.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii la sarcina totala
În vederea alegerii motorului ce va echipa autoturismul de proiectat, se va utiliza metodacaracteristicilor relative la sarcina totala si se vor alege motoarele de la două dintre modelelesimilare prezentate la capitolul 1.
Pentru a trasa caracteristicile relative de putere ale motoarelor alese si a motorului calculat secalculeaza puterile raportate
max2ma x
2
1ma x
1 ,, P P
P
P
P
P si de asemenea turatiile raportate P P P nn
n
n
n
n,,
2
2
1
1 . Acestea
au la baza dependenta:
(5.10)
Tabel 5.3 . Valorile pentru modelarea caracteristicii motorului ideal
n[rot/min] 1320 1500 2000 3000 4000 4500 5000 5500 6600
P [kW] 23.51 27.68 40.07 67.14 94.48 107.21 118.76128.7
2 143
M [daNm] 17.02 17.63 19.14 21.38 22.56 22.76 22.69 22.36 20.70
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
53/82
Caracteristica motorului ideal
Grafic 5.4
n/nP 0.2 0.2272 0.303 0.4545 0.6060 0.6818 0.757 0.8333 1P/Pmax 0.16444 0.19356 0.2802 0.469 0.660 0.749 0.830 0.9002 1
Tabel 5.4 MOTOR TEORETIC
0
5
10
15
20
25
0
20
40
60
80
100
120
140
160
0 2000 4000 6000 8000
n[rot/min]
P[kW]
M[daNm]
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2
P / P m a x
n/np
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
54/82
In functie de pozitia ocupata de curbele caracteristicilor relative modelelor similare de motoarefata 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 0.2 0.2272 0.303 0.454 0.606 0.681 0.757 0.833 1P/Pmax 0.1644 0.1935 0.2802 0.469 0.660 0.749 0.830 0.900 1P/Pmax 0.1644 0.19356 0.280 0.469 0.660 0.749 0.830 0.900 1
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.
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2
P / P m a x
n/np
motor 1
motor 2
motor 0
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
55/82
Tabel 5.7 Valorile necesare determinarii caracteristicii modelului ales
n[rot/min] 1320 1500 2000 3000 4000 4500 5000 5500 6600
P [kW] 10.4 13.1480 21.982 43.200 65.670 76.07 85.21 92.592 100M
[daNm] 7.528 8.3752 10.502 13.75 15.68 16.152 16.28 16.085 14.47
Grafic 5.7 Caracteristica modelului ales
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
0
20
40
60
80
100
120
0 2000 4000 6000 8000
n[rot/min]
P [kW]
M [daNm]
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
56/82
Capitolu l 6. Derminarea raportul ui 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 ceamai rapidă a schimbătorului de viteze.
Dacă soluţia de schimbător de viteze adoptat pentru automobilul de proiectat esteschimbător cu trei arbori, atunci viteza maximă se atinge în treapta de priză directă, iar dacăschimbătorul este cu doi arbori atunci viteza maximă se atinge intr -o treapta similarăprizeidirecte 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 tipur i de schimbătoare de viteze aufost echipate.
Se va face o analiză asupra tipulului de schimbător ce poate echipa automobilul.Aceastăanaliză constă în evidenţierea influenţei tipului de schimbător de viteze asupra performanţelorautomobilului, adică în alegere raportului iSN .
Se ştie că: * + (6.1)iar pentru viteza maximă relaţia devine: * + (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 (6.3)unde : (6.4)
Conform relaţiei (6.3) rezultă
- Pentru schimbătorul cu doi arbori
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
57/82
Deoarece i0pred < 7 rezultă că transmisia principala folosită va fi una simplă
Pentru definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale se alege un numărde 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
Tipschimbător Schimbător cu doi arbori
Nr.
crt
Numardinţi
pinion
(Z p)
Numărdinţi
coroană
(Zc) i0pred ief εi[%] 1 15 47
3.14528
3.133333 -0.379832 11 35 3.181818 1.161684
3 10 31 3.1 -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
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
0 50 100 150 200 250
P r e z ; P r [ k w ]
V [km/h]
raport predeterminat
raport de 2.66
raport de 2.72
raport de 2.7
Prez0
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
58/82
Deoarece automobilul este organizat după soluţia totul faţă, schimbătorul de viteze care se vaadopta este unul cu doi arbori,iar transmisia principală este transmisie cilindrică simplă, avândraportul de transmitere i 0 =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.Vitezacorespunzătoare acestei pante reprezintă viteza critică în acesta treaptă.
Aşadar automobilele nu se pot deplasa cu pantă mare dacă ar fi cuplată treapta de prizădirectă 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 sefoloseşte un reductor care să mărească raportul de transmitere total al transmisiei.Întrucâtrezistenţele la înaintare variază între valoare minimă şi valoare maximă şi raportul de transmiteral acestuia trebuie să se varieze pentru a pune în concordanţă forţa de tracţiune cu rezistenţele laînaintare şi a asigura anumite regimuri optime de funcţionare ale motorului. Acest reductor curaport 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.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
59/82
6.2.1Determinarea lui iS1 din condiţia de pantă maximă.
La determinarea acestui raport se pune condiţia ca urcarea pantei maxime, pmax, să se facăcu viteză constantă, redusă.
Din bilanţul de tracţiune se obţine relaţia:
(6.5)în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează cu relaţia:
(6.6)
6.2.2 Determinarea lui iS1 din condiţia de viteză minimă stabilă
Considerarea acestui criteriu are în vedere regimul uniform de mişcare pe un drummodernizat în palier.Utilizând această condiţie , valoarea acestui raport este dată de relaţia:
(6.7)
unde V min =6..10 km/h şi nmin=0.2 n P
V min=10 km/h
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 peloc.Luând în considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de peloc, în cazul deplasării pe un drum în palier, de efectul valorii turaţiei iniţiale a motorului, n0 şide mărimea puterii specifice, P sp, se obţine următoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
60/82
(6.8)unde (6.9)
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 foatemică diferenţă fiind în cazul criteriului de urcare a pantei maxime.
În concluzie valoare adoptată pentru raportul de transmitere al primei trepte aschimbătorului de viteze i S1 =1.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
61/82
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 fluxenergetic.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 atreptelor 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 aautomobilului;
- Să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă între motor şi transmisie; Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, în funcţie de princi piul 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 legăturadintre 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.
2. Partea condusă – partea care este în legătură directă cu arborele primar al schimbătoruluide viteză.
Cuprinde:a) Discul condus al ambreiajului; b) Arborele ambreiajului.
3. Sistemul de acţionare sau comandă – care cuprinde:
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
62/82
I. Sistemul interior de acţionare format din: a) Pârghii de debreiere; b) Inelul de debreiere;c) Rulmentul de debreiere;d) Furca ambreiajului.
II. 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 ambreiajelemecanice 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 deautomobil 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 ambreiajedin punt de vedere al construcţiei şi a funcţionării.
Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influenţat de momentul motortransmis, 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, datorităgreutăţii reduse cât şi simplităţii constructive. Reprezentat în fig. 1.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
63/82
Fig. 2 Secţiune transversală prin ambreiaju l monodisc cu arcur i perif eri ce.
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; 12-
orificii practicate în volant.
Utilizarea acestui ambreiaj este recomandată în cazul în care momentul transmis nu depăşeşte70-80 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, datorităurmătoarelelor particularităţi:
- acţionarea ambreiajului este mai uşoară deoarece forţa necesară decuplării este mai micăla acest tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară;
- forţa cu care arcul diafragmă acţionează asupra plăcii de pr esiune este aproximativconstantă;
Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în fig. 2.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
64/82
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 săfie utilizat foarte mult pe autoturisme.
2. Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului
În starea cuplat, discul condus este legat cinematic de restul transmisie prin intermediularborelui ambreiajului, amplasat între volant şi placa de presiune, placa de presiune fiind apăsatăde către arcul diafragmă. Ambreiajul transmite momentul motor la schimbătorul de viteze,moment care depinde:
- Coeficientul de frecare dintre suprafeţele de contact; - Presiunea de contact;
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
65/82
- Numărul suprafeţelor de contact; - Diametrul discului condus;
În timpul funcţionării suprafeţele de frecare sunt supuse uzurii, pentru ca ambreiajul să transmitămomentul 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 alambreiajului:
(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:
Diametrul garniturii de frecare a ambreiajului este dat de formula : (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 .- s-a ales c=0.75. (2.3)
Se adoptă Re=130 mm şi Ri=95 mm.
Se calculează raza medie: (2.4)
Forţa de apăsare, pe discul condus , este:
(2.5)
Atunci presiunea p0 este:
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
66/82
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
67/82
Lucrul mecanic specific este: (2.13)Ambreiajul se verifică la încălzire. Verificarea la încălzire a pieselor ambreiajului se face
calculând creşterea de temperatură cu relaţia:
(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/kg 0C
Rezultă: Pentru automobile
3. Calculul şi proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune,disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare şi ghidare).
3.1 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 cutăieturi 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 √ , are porţiuni de rigiditatenegativă (la creşterea săgeţii la comprimare forţa scade). Astfel arcurile diafragmă sunt cele mairăspândite pe automobile.
Arcul diafragmă are următoarele dimensiuni:- ȋnălţimea totală a arcului H; - ȋnălţimea arcului h; - grosimea arcului S;- diametrul de aşezare d2;- diametrul exterior al arcului d1;
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
68/82
- diametrul interior d3.
Solicitările maxime obţinute ȋn arc sunt următoarele:- ȋn arc momentul radial M1 dat de forţele F , Q şi forţa tăietoare T1 :
(2.15)- ȋn pârghiii momentul ȋncovoietor M2 şi forţa tăietoar e T2 :
(2.16)
Constructiv se adoptă următoarele dimensiuni: - diametrul exterior al arcului d1=175 mm;
- diametrul interior d3=35 mm;- numărul de pârghii z=18; - diametrul de aşezare d2=135 mm;- grosimea arcului s=2 mm;
Rezultă:
- momentul radial - forţa de debreiere 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:
* + (2.17)unde:
- E – modulul de elasticitate al materialului;- µ - coeficientul lui Poisson;- f – deformaţia arcului ȋn dreptul diametrului d2;- s – grosimea discului;- k 1, k 2, k 3 – coeficienţi de formă ce au relaţiile;
(2.18)
(2.19)
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
69/82
(2.20)
Pe baza relaţiilor rezultă efortul unitar maxim:
[ ( ) ]
[( ) ] 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:
- -
unde s-au considerat:
- coeficient de formă al lamelei Ψ=1.315; - numărul de pârghii z;
- momentul de inerţie al secţiunii lamelei 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:
* + (2.21)
Aceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului ȋn timpul cuplării. Pentru trasareaacestei caracteristici deformaţia arcului se va varia de la 0 până la 1.7h. Datele se vor centralizaȋn tabelul II.1, şi se va trasa caracteristica elastică a arcului.
Tabel II.1
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
70/82
3.2 Calculul discului de presiuneFuncţional 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 pentrutransmiterea momentului, suport pentru arcuri şi masă metalică pentru preluarea călduriirezultate în procesul patinării ambreiajului.
Predimensionarea discului de presiune se face din condiţia preluării căldurii revenite întimpul patinării ambreiajului.
Considerând discul de presiune un corp cilindric cu următroarele dimensiuni: - Raza exterioară r ed =Re+(3..5) mm (2.21)- Raza interioară r id =Ri-(3..5) mm (2.23)- Înălţimea discului hd
Pe baza acestor relaţii rezultă: - Raza exterioară r ed =Re+(3..5)=100+5=105 mm - Raza interioară r id =Ri-(3..5)=65-5=60 mm
- Înălţimea discului (2.24 )
unde:
0.00
100.00
200.00
300.00
400.00
500.00
600.00
0 2 4 6 8 10
F o r t a [ N ]
f [mm]
Caracteristica de elasticitate a arculuif [mm] F [N]
0 0.000.5 198.661 344.47
1.5 443.31
2 501.052.5 523.563 516.71
3.5 486.374 438.42
4.5 378.725 313.16
5.5 247.596 187.89
6.5 139.947 109.60
7.5 102.758 125.26
8.5 183.00
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
71/82
- - masa specifică a discului de presiune; - - căldura specifică a piesei ce se verifică; c=500 J/kg 0C - - creşterea de temperatură; - - lucrul mecanic pierdut prin frecare;- r ed – raza exterioară a discului;
- r id – raza interioară a discului; - -coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea piesei;3.3 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 butuculuiCanelurile butucului se verifică la forfecare şi strivire exact la fel ca la arborele ambreiajului.
Verificarea la strivire: (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; - d i - diametrul de fund ale canelurilor;- d e – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă d e=23.5 mm;
Rezultă:
Canelurile se mai verifică şi la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relaţia:
(2.26)unde:
- z – numărul de caneluri; s-a adoptat z =27 caneluri;- l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =25 mm;
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
72/82
- b – lăţimea canelurilor; se adoptă b=1.5 mm; - d i - diametrul de fund ale canelurilor;- d e – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă d e=23.5 mm;
Rezultă:
b) Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc
Discul condus se fixeză cu butucul prin intermediul unor nituri. Niturile sunt confecţionatedin 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:
(2.27)
unde:- - raza cercului pe care sunt dispuse niturile;- – numărul de nituri; - - secţiunea tranversală a nitului;
Se alege diametrul nitului d n=6 mm, numărul de nituri z n=16 nituri, ,r n=70 mm
Rezultă: Verificarea la strivire se face după relaţia:
(2.28)unde:
- - raza cercului pe care sunt dispuse niturile;- – numărul de nituri; - - diametrul nitului;- - lungimea părţii active a nitului; Rezultă:
c) 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.
d) Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
73/82
Acest calcul se face punând condiţia ca momentul M e care comprimă arcurile până la opritori săfie, în general egal cu momentul generat de forţa de aderenţă ale roţilor motoare aleautomobilelor.
(2.29)unde:
- sarcina dinamică ce revine punţii motoare; - – coeficient de aderenţă ;- - raza roţii de rulare; - - raportul de transmitere al transmisiei principale;- – raportul de transmitere al primei trepte de viteză; Rezultă:
.
Forţa F e care solicită un arc este dată de relaţia: (2.30)unde:
- - numărul arcurilor elementului elastic suplimentar; se adoptă - - raza de dispunere a arcurilor; se adoptă -
Rezultă: .Capetele arcurilor se spijină în ferestre executate în disc şi în butuc. Lungimea ferestrei l f se
face mai mică cu 15..20% , astfel încât la montare arcurile se pretensionează.
Pentru dimensiunile ferestrelor se recomandă următoarele dimensiuni: l f =25..27 mm, Re =40..60 mm, a=1.4..1.6 mm, înclinarea capetelor 1..1.50.
3.4 Calculul arborelui ambreiajuluiDimensionare arborelui ambreiajului se face din condiţia de rezistenţă la torsiune determinată
de momentul motor.
Diametrul de predimensionare al arborelui este dat de relaţia:
(2.31)
unde:- diametrul de fund al canelurilor; - efortul unitar admisibil la solicitarea de torsiune şi este cuprins între .
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
74/82
Rezultă diametrul Se adoptă .Atât canelurile arborelui şi cele ale butucului trebuie verficate la strivire. Verificarea la
strivire în cazul ambreiajului monodisc se face după relaţia:
(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; - d i - diametrul de fund ale canelurilor;- d e – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă d e=23.5 mm;
Rezultă:
Canelurile se mai verifică şi la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relaţia:
(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; - d i - diametrul de fund ale canelurilor;- d e – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă d e=23.5 mm;
Rezultă:
3.5 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, deregulă, prin intermediul carcasei ambreiajului.
În general, în cazul ambreiajelor monodisc, discul de presiune se verifică la strivireasuprafeţelor de legătură şi carcasă sau dintre disc şi bolţuri.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
75/82
Presiunea specifică de strivire se determină cu relaţia:
(2.34)
unde:
- z – numărul de reazeme sau bolţtur i de ghidare;- R – raza cercului pe care se află bolţurile; - A – aria de strivire ;Rezultă:
4. 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.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
76/82
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
77/82
Cunoscând cursa totală a manşonului rulmentului de presiune, se determină cursa cilindruluireceptor cu relaţia: (2.39)
ȋn care (2.40)
unde:- – cursa liberă a manşonului ;- - jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafeţe de frecare pentru o
decuplare completă a ambreiajului;- – raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere;- – numărul suprfeţelor de frecare. Se adoptă: , , , i=2.
Rezultă Se poate calcula cursa cilindrului receptor:
cu
.Cunoscând cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ ȋn cilindrulreceptor:
(2.41)
Se adoptă un diametru al cilindrului receptor ca fiind d 2=30 mm.
Atunci rezultă: .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, V 1=V 2.
Pe baza acestei ipoteze se calculează cursa cilindrului pompei centrale cu relaţia:
(2.42)
Alegem un raport dintre .
Cu acesta rezultă: .Cursa totală a pedalei S p a ambreiajului este:
(2.43)Se adoptă
, rezultă Forţa la pedală nu trebuie să depăşească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de
efort fizic duce la obosirea excesivă a conducătorului auto.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
78/82
Forţa la pedală este: unde s-au considerat
- raportul de transmitere mecanic ;- raportul de transmitere hidraulic
;
- randamentul sistemului hidraulic .
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
79/82
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.
http://www.mitsubishi-motors.ro/files/brosuri/Lancer-clasic.pdfhttp://www.mitsubishi-motors.ro/files/brosuri/Lancer-clasic.pdfhttp://www.toyota.ro/e-brochures/Corolla_tcm420-732150.zip/slot033/pdf/compleet.pdfhttp://www.toyota.ro/e-brochures/Corolla_tcm420-732150.zip/slot033/pdf/compleet.pdfhttp://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3http://www.skoda.ro/technik_te.php?B_ID=297http://www.skoda.ro/technik_te.php?B_ID=297http://www.skoda.ro/technik_te.php?B_ID=297http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3http://www.toyota.ro/e-brochures/Corolla_tcm420-732150.zip/slot033/pdf/compleet.pdfhttp://www.mitsubishi-motors.ro/files/brosuri/Lancer-clasic.pdf
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
80/82
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.
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
81/82
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).
8/13/2019 33627302 Automobile Proiect
82/82