33627302 Automobile Proiect

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


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-


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-


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-


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-


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-


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-


8/82

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-


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]


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-


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-


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-


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


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


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


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-


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-


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


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(


20/82

Predeterminarea principalilor parametrii masici

Am ales masa autovehiculului Mercedes SLK deoarece se incadreaza cel mai

bine in intervalul de incredere Im0.


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


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


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.


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.


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


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.


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


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


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


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


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]


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


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.


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)


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:


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


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


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]


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


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;


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%


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


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


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


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


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


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)


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.


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

( )


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


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]


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


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


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


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]


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


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


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.


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:


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.


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:


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.


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.


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;


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:


66/82


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;


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)


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


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


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;


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


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 .


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.


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.


76/82


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.


78/82

Forţa la pedală este: unde s-au considerat

- raportul de transmitere mecanic ;- raportul de transmitere hidraulic

;

- randamentul sistemului hidraulic .


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


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.


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).


82/82

33627302 Automobile Proiect

Documents

Transcript of 33627302 Automobile Proiect