Automobile - Proiect Furgon.doc

of 109/109

Click here to load reader

  • date post

    01-Jan-2016
  • Category

    Documents

  • view

    376
  • download

    23

Embed Size (px)

description

proiect automobile furgon

Transcript of Automobile - Proiect Furgon.doc

Automobile - Proiect Furgon

Universitatea Politehnica Bucuresti

Departamentul de Autovehicule Rutiere

PROIECT

AUTOMOBILE

Coordonator proiect:

Student: Sandu Cristian

Popa Laurentiu Grupa: 8303-b

An universitar 2012-2013

TEM DE PROIECTARE

S se efectueze proiectarea general - functional privind dinamica traciunii i ambreiajului pentru un automobil avnd urmtoarele caracteristici:

Tipul automobilului: autoutilitar; Caroseria: furgon- locuri i marf; Numr de persoane(locuri): 2; Masa util/total: masa util este mai mic sau egal cu 2000 kg; Viteza maxim: 165 km/h; Panta maxim: 40 %; Alte particularitati: MAC 4x2.Memoriu tehnic justificativ:

Partea I

1. Analiza unui numr adecvat de modele similare de autovehicule (minim 5), analiza particularitilor constructive i a principalelor caracteristici dimensionale, masice, energetice. Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta conform cerinelor temei.

2. Studiul organizrii generale i a formei caracteristice pentru autovehiculul impus prin tem.

2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali i masici ai automobilului precum i a subansamblurilor acestuia.

2.2 Determinarea formei i a dimensiunii spaiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere.

2.3 ntocmirea schiei de organizare general.

2.4. Determinarea poziiei centrului de greutate al autovehiculului att la sarcin nul ct i la sarcin util maxim constructiv. Determinarea ncrcarilor statice la puni i a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere i stabilitatea longitudinal a automobilului n strns legtur cu panta maxim impus prin tem.

2.5. Alegerea anvelopelor i a jantelor.3. Determinarea coeficientului de rezisten la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezisten a aerului, a ariei seciunii transversale maxime a automobiului i a randamentului transmisiei.4. Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare n funcie de viteza automobilului.

5.Predeterminarea caracteristicii de turaie, de sarcin total a motorului din condiia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovrhiculului n palier, alegerea motorului i precizarea principalilor parametrii ai motorului ales.

6.Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere ala transmisiei principale. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze.

Partea a II-a

1. Studiul tehnic al soluiilor constructive posibile pentru ambreiaj i alegerea variantei ce se va proiecta.

2. Calculul de dimensionare i verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.

3. Calculul i proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare i ghidare).

4. Calculul i proiectarea sistemului de acionare al ambreiajului.

Materialul grafic va cuprinde:

1. Desen de ansamblu al automobilului (3 vederi)

2. Desen de ansamblu al ambreiajului( vedere laterala i seciune longitudinal)

CuprinsCapitolul 18Analiza modelelor similare de autovehicule. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta conform temei de proiect81.1.Alegerea modelelor similare de autovehicule81.2.Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare81.3.Analiza parametrilor dimensionale exteriori.101.4.Analiza parametrilor masici131.5. Analiza parametrilor energetici.141.6 Studierea tipului de automobil ce se va proiecta16Capitolul 217Studiul organizrii generale si a formei caracteristice pentru autovehiculul impus prin tema172.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai automobilului precum si a subansamblurilor acestuia172.1.1 Determinarea parametrilor dimensionali172.1.2 Determinarea parametrilor masici19 2.1.3 Determinarea parametrilor dimensionali si masici ai subansamblurilor ce compun automobilul impus prin tema202.2.Predeterminarea formei i a dimensiunilor spaiului util, inclusive a interiorului postului de conducere ....212.2.1.Manechinul bidimensional si postul de conducere..212.2.2.Elementele principale ale manechinului bidimensional folosit pentru proiectarea postului de conducere...22

2.2.3. Dimensiunile principale ale postului de conducere. Forma scaunului conductorului...24

2.2.4. Dimensionarea cabinei.26

2.2.5.Dimensiunile volumului util.27

2.2.6. Verificarea vizibilitii.27

2.3.ntocmirea schiei de organizare general a automobilului de proiectat..27 2.4. Determinarea poziiei centrului de mas al automobilului att la sarcina util nul

ct i la sarcina util constructiv maxim..28

2.4.1. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nul.312.4.2. Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale...32 2.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora.....33Capitolul 3- Studiul rezistentelor la naintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunztoare ,n diferite condiii de utilizare....34

a)Determinarea coeficientului de rezisten la rulare a pneurilor..34

b)Determinarea ariei seciunii transversale maxime a autovehiculului.36c)Determinarea coeficientului de rezisten al aerului...................37d)Determinarea randamentului transmisiei37 3.2.Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare, n funcie de viteza autovehiculului......37

Capitolul 4 - Predeterminarea caracteristicii la sarcina total a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tem........43 4.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier..43 4.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala.47Capitolul 5- Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale i al primei trepte a schimbtorului de viteze.....49 5.1 Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale 49 5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze ..545.2.1 Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima impusa prin tema........ ...555.2.2 Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabilita...565.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc...56Partea a-II-a- Capitolul I- Studiul tehnic al soluiilor constructive posibile pentru ambreiaj i alegerea variantei ce se va proiecta .....57 1.1.Destinaia, condiiile impuse i clasificarea ambreiajului......57 1.2. Compunerea ambreiajului.....58 1.3. Prezentarea a doua solutii constructive de ambreiaj.....581.3.1.Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice ....581.3.2. Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma.....60 1.4. Alegerea si prezentarea soluiei constructive...61Capitolul 2- Calculul i proiectarea principalelor componente ale ambreiajului..62 2.1.Determinarea momentului de calcul...62 2.2.Determinarea momentului de frecare al ambreiajului ...62 2.3.Determinarea forei de apsare asupra discurilor ambreiajului..64 2.4.Calculul arcurilor de presiune.....65 2.5.Calculul efortului unitar pentru solicitarea la torsiune.66 2.6.Determinarea numrului de spire....67 2.7.Determinarea lungimii arcului n stare liber......68 2.8.Determinarea coeficientului de siguranta al ambreiajului dupa uzarea garniturilor.......68 2.9.Verificarea la nclzire a ambreiajului....70 2.10. Calculul si proiectarea arborelui ambreiajului.71 2.11.Calculul discului condus72 2.12.Calculul mecanismului de acionare......74 2.13.Condiii generale impuse ambreiajului......78 BIBLIOGRAFIE....79Partea I CAPITOLUL 1ANALIZA PARTICULARITILOR CONSTRUCTIVE ALE MODELELOR SIMILARE ALESE SI STABILIREA MODELULUI DE AUTOMOBIL CE SE VA PROIECTA1.1.Alegerea modelelor similareSe vor alege modele similare de autovehicule in funcie de specificaiile date prin tem . Acestea sunt : tipul autovehiculului, tipul caroseriei, numrul de locuri, masa util, viteza maxim, panta maxim i alte particulariti. Drept urmare, modelele pe care le vom alege trebuie sa fie autoturisme din clasa autoutilitarelor furgon 2 locuri, avnd drept echipare motoare diesel, viteza masim de 165 km/h, traciune 4x2 spate. n urma analizrii acestor caracteristici precizate mai sus, am ales 10 modele similare de autoutilitare de tipul furgon : Volkswagen LT35, Fiat Ducato, Opel Movano, Ford Tranzit Furgon, Toyota Hiace, Volkswagen Crafter, Iveco Daily, Gazelle 2705, Renault Mascott, Mercedes Sprinter.1.2 Analiza particularitilor constructive ale modelelor similare aleseToate autoutilitarele studiate sunt construite dupa solutia clasica cu motorul amplasat in fata iar puntea motoare fiind puntea spate.

Mercedes Sprinter 316CDI, este o autoutilitara ce dispune de 4 tipuri de caroserii. Varianta furgon a autoutilitarei dispune de un motor diesel transversal OM 651 DE22LA, capacitate cilindrica 2.143 cc, 4 cilindrii in linie, 4 supape pe cilindru, injecie direct comandat elecronic cu Common Rail, turbocompresor de eapament i sistem de rcire cu aer. Modelul dispune de cutie de viteze tip NSG 360, manuala, sincronizata, cu 6+1 trepte. Rapoarte de transmitere : mers inainte: 5,076; 2,610;1,518;1,000;0,791; mers inapoi: 4,722. Tractiune 4x2 spate. Modelul este echipat cu pneuri 225/70 R15 cu jante din otel 6Jx15. Fiat Ducato, este o autoutilitara disponibila in variantele Furgone, Cabinato, Panorama, Minibus, Personalizat.. Echipat cu un motor diesel transversal de 2.3 16v MultiJet 120 CP, cilindree 2287 cc, putere maxima 88 kW, cuplu maxim 320 Nm/2000 rpm. Alimentare: Injectie directa Common Rail cu control electronic cu turbocompresor si intercooler. Transmisie 4x2, cutie de viteze cu 6 trepte.Pneuri 205/75 R 15 C.Tractiune 4x2 spate.

Iveco Daily. Daily dispune de un motor turbo diesel asezat transversal cu injecie direct Common-Rail i intercooler oferind 5 nivele de putere, 4 cilindrii in linie , 16 supape, supaalimentat su turbocompresor cu supapa wastegate si intercooler. Racire cu apa si ventilator cu cuplaj electromagnetic. Ideal pentru distribuie urban, motorul de 2.3 litri este disponibil n varianta de 96, 116 sau 136 CP combinnd versatilitatea, puterea i consumul redus de combustibil. Modelul prezinta o cutie de viteze manuala, sincronizata, tip FPT 2830.5 cu 5 trepte pentru mers inainte si o treapta pentru mers inapoi. Ambreiaj monodisc uscat, cu arc diafragma. Axa fata are suspensie cu roti independente, cu brate duble trapezoidale. Puntea spate este rigida, motoare, cu reductie simpla. Roti duble. Dimensiuni anvelope:195/75 R16,jante din otel cu dimensiunile 5J x16 HI

Opel Movano. Una din numeroasele variante de motorizare ale lui Opel Movano este 2.5 CDTI cu o cilindree de 2.463 cc, o putere de 115 kW si un moment maxim de 290 Nm. Transmisia este manuala cu 6 trepte. Tractiune 4x2 spate. Modelul este echipat cu pneuri 225/55 R17

Volkswagen Crafter, autovehiculul prezinta un motor transversal bazat pe tehnologia TDI cu 5 cilindrii in linie, cu un moment maxim al motorului de 280 Nm la 80kW/109 CP. Deasemenea este prezent si un filtru de particule Diesel. Cutia de viteze este in 6 trepte, manuala. Anvelope de 195 / 75 R 16 C.Tractiune 4x2 spate.

GAZelle 2705, motor Andoria EURO 3, turbo diesel intercooler, 4 cilindri in linie, cilindree 2.417 cc, putere maxima 100CP la 4100 rpm, cuplu maxim 205 Nm la 2000 rpm. Cutia de viteze este manuala cu 5+1 trepte. Tractiune 4x2 spate. Modelul este ecipat cu anvelope 185/75R16C.

Volkswagen LT 35, este echipat cu un motor diesel transversal 2,5 TDI 109 CP, cu injecie direct Common-Rail i intercooler. Cutia de viteze este manuala 5+1, tractiune 4x2 spate. Anvelope 225/70 R 15 C 112/110 R, jante 6 J x 15 H2.

Ford Transit Furgon. Autoutilitara prezinta un motor nou 2.4 Duratorq TDCI, 115 CP/ 310 Nm. Modelul cu tractiune spate prezinta deasemenea o transmisie manuala cu 6 viteze Durashift. Pneuri 205/75 R 15 C.

Renault Mascott. Motor transversal DXi3 :130 CP la 3600 rpm 300 Nm de la 1500 la 2800 rpm. Cutie de viteze manuala cu 6 trepte supramultiplicate, oferind cuplu la viteza redusa, confort de conducere si consum gestionat la viteze mari. Tractiune 4x2 spate, anvelope 215/75 R 16C.

Toyota Hiace, Motor 2.5 litri D-4D 2KD-HI, 4 cilindri in linie ,16 supape DOHC, distributie pe curea.Injectie directa Common Rail. Cutie de viteze manuala cu 6 trepte ,tractiune spate. Anvelope 195/70 R 15C

Particularitatile constructive se refera la solutiile gasite de constructori pentru echiparea modelelor lor cu diferite sisteme, subsisteme, ansamble si subansambluri care sa indeplineasca anumite functii, cat si cu amplasarea lor cat mai ergonomica si eficienta. Astfel vom urmari solutiile gasite la modelele studiate pentru amplasarea motorului, tipul de cutie de viteze, puntea motoare aleasa, tipul motorului si volumul util.

Tabel 1.1. Particularitatile constructive ale modelelor similare alese:

Nr. Crt.Denumire autovehiculVolum util [m3]Tip motorAmplasare motorTractiune

4x2Cutie de viteze

1Mercedes Sprinter10,5L4Transversal-fataSpate6+1

2Fiat Ducato13L4Transversal-fataSpate5+1

3Iveco Daily12L4Transversal-fataSpate5+1

4Opel Movano10,8L4Transversal-fataSpate5+1

5Volkswagen Crafter13L5Transversal-fataSpate5+1

6GAZelle 27059L4Transversal-fataSpate5+1

7Volkswagen LT 3513,4L5Transversal-fataSpate5+1

8Ford Transit Furgon9,2V6Transversal-fataSpate5+1

9Renault Mascott12L4Transversal-fataSpate5+1

10Toyota Hiace8L4Transversal-fataSpate5+1

1.3.Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori

Parametrii care definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare ale unui autovehicul fac referire la dimensiunile de gabarit, si la organizare. Dimensiunile de gabarit sunt lungimea totala(),limea totala () i nlimea autovehiculului().Parametrii ce reflect organizarea automobilului sunt: ampatamentul(L), ecartamentul fa-spate() si consolele fa-spate().

Toi acesti parametri enumerati sunt analizati la modelele similare alese, n acest scop ntocmindu-se un tabel cu valorile acestora:Tab 1.2 Parametrii dimensionali exteriori ai modelelor similar alese

Nr. Crt.Denumire autovehiculGabarit[mm]Organizare[mm]

LalaHaE1E2LC1C2

1Mercedes Sprinter547522522533190819683665888922

2Fiat Ducato63632050252418901906368010401643

3Iveco Daily5997199627601696154033009981699

4Opel Movano539919902486174017253578862959

5Volkswagen Crafter529019862470173817243400894996

6GAZelle 270555402075230017001560290010301610

7Volkswagen LT 355720193023401740172035649861170

8Ford Transit Furgon5230222020501520156230509281252

9Renault Mascott5246226022001680164832409121094

10 Toyota Hiace524018001995156015403430890920

Fig, 1.1 Dimensiunile de gabarit ale modelelor similare alese

Fig 1.2 Dimensiunile de organizare ale modelelor similare alese.

Analiznd tabelul 1.2, care cuprinde valorile parametrilor ce reflecta caracteristicile exterioare ale modelelor similare, se pot trage anumite concluzii cu privire la acestea.

Se poate constata c valoarea cea mai mare a lungimii(=6363mm) se intlnete la modelul 2(Fiat Ducato),iar =5230mm reprezint cea mai mic valoare si se intlnete la modelul 8(Ford Transit Furgon).

Valoarea limii =2260mm reprezint cea mai mare valoare i se ntlnete la modelul 9(Renault Mascott),iar=1800mm reprezint valoarea minim si se ntalnete la modelul 10(Toyota Hiace).

nltimea =2533mm reprezint cea mai mare valoare si se ntlnete la modelul 1(Mercedes Sprinter),iar =1995mm reprezint valoarea minim si se regasete la modelul 10(Toyota Hiace).

Ecartamentul fa =1908mm reprezint valoarea maxim i care se regsete la modelul 1(Mercedes Sprinter), iar =1560mm reprezint valoarea minim a acestuia si se regasete la modelul 10(Toyota Hiace).

Ecartamentul spate =1968mm reprezint valoarea maxim i care se regsete la modelul 1(Mercedes Sprinter) ,n schimb =1540mm reprezint valoarea minim i care se regsete la modelele 3(Iveco Daily)si 10 (Toyota Hiace).

Consola fa =1040mm i =862mm reprezint valoarea maxim respectiv valoarea minim care se regsesc la modelele 2(Fiat Ducato) si 4(Opel Movano) , iar =1699mm i =920mm reprezint valorile maxime respectiv minime ntalnite la modelele 3(Iveco Daily) si 10(Toyota Hiace).

1.4 Analiza principalilor parametri masici

Principalii parametri masici sunt caracterizati de: masa proprie , masa util nominal ,masa totala si coeficientul de tara. Pentru studiul acestor parametrii s-au folosit informatii din sursele urmatoare:[1],[2],[3],[6],[9] si [10].

Tab 1.3 Parametrii masici ai modelelor similare alese

Nr. Crt.Denumire autovehiculMasa proprie [kg]Masa utila [kg]Masa totala [kg]u

1Mercedes Sprinter2560155041101,651

2Fiat Ducato2105145035551,451

3Iveco Daily2295135536501,693

4Opel Movano2240153137711,463

5Volkswagen Crafter2140139135311,538

6GAZelle 27052050150035501,366

7Volkswagen LT 351980110530851,791

8Ford Transit Furgon1863140032631,330

9Renault Mascott1977146534421,349

10Toyota Hiace1900124031401,532

Coeficientul de tara se calculeaza cu relatia :

[-]

(1.1)

Fig.1.3 .Reprezentarea grafic a principalelor caracteristici masice ale modelelor similare aleseDin tabelul 1.2 se poate observa c modelul 1(Mercedes Sprinter) are cea mai mare mas proprie =2560 kg, iar modelul 8 are cea mai mic mas proprie =1863 kg.

Masa util nominal() are cea mai mare valoare =1550kg la modelul 1(Mercedes Sprinter), cea mai mic valoare regsindu-se la modelul 7(Volkswagen LT 35).

Masa raportata) are cea mai mare valoare(853,333 kg) la modelul 1(Mercedes Sprinter) cea mai mic valoare(121,471) regsindu-se la modelul 8(Ford Transit Furgon).

1.5 Analiza principalilor parametri energetici Parametrii energetici ai modelelor similare alese care vor fi studiati sunt: cilindreea totala(), raportul de compresie(), puterea maxima(), turaia la putere maxim( ), momentul maxim(), turaia la moment maxim(), puterea specific() , puterea litrica(), puterea raportata la masat totala Pmasa totala ,emisii CO2 , consum de combustibil, alezaj x cursa, timpul de demarare de la 0-100 km/h. Pentru analizarea tuturor acestor parametrii enumerai s-au ntocmit 2 tabele cu valorile acestora de la modelele similare alese.

Puterea specific este un parametru ce ne poate ajuta la definitivarea unor idei despre caracteristicile dinamice ale automobilului si poate fi calculat cu formula:

[kW/kg] (1.2) Pentru analizarea tuturor parametrilor mentionati mai sus s-a intocmit tabelul 1.4 cu valorile acestora de la fiecare model similar ales.Tab 1.4 Parametrii energetici ai modelelor similare alese

Nr. Crt.Denumire autovehiculPmax [kw]nP [rpm]Mmax [Nm]nM [rpm]Pspecifica [kW/kg]

1Mercedes Sprinter120380036020000,0468

2Fiat Ducato88360032020000,0418

3Iveco Daily78340029023000,0339

4Opel Movano115350029016000,0513

5Volkswagen Crafter80320028020000,0373

6GAZelle 270578410020520000,0380

7Volkswagen LT 3590380029018000,0454

8Ford Transit Furgon90360031017000,0483

9Renault Mascott118360030020000,0596

10Toyota Hiace86360029419000,045

Tabel 1.4.1 Parametrii energetici ai modelelor similare aleseNr. Crt.Denumire autovehiculVmax fara limitator [km/h]Emisii CO2 in regim mixt [g/km]Consum mixt [l/100 km]

1Mercedes Sprinter1602108,2

2Fiat Ducato1551908,4

3Iveco Daily1602108,1

4Opel Movano1452158,2

5Volkswagen Crafter1602198,3

6GAZelle 27051302228,6

7Volkswagen LT 351302208,5

8Ford Transit Furgon1551508,1

9Renault Mascott1432158,7

10Toyota Hiace1522248,5

Concluzii trase din studierea datelor strnse n capitolul I.Se constat faptul c majoritatea constructorilor au optat pentru un tip de motor cu 4 cilindrii in linie, doar modelele 5 si 7 avand un motor cu 5 cilindri in linie si modelul 8 un motor cu 6 cilindri in V.

innd cont de masa modelelor similare alese cat si de destinatia acestora se observ ca cilindreea total variaz ntre 2143 cmsi 2498 cm, valoarea minim aparinnd modelului 1(Mercedes Sprinter) si valoarea maxim modelului 5(Volkswagen Crafter).

Rapoartele de comprimare variaza intr-o plaja foarte restrns de valori(16.2:1 la modelul 2 la 18,1:1 la modelul 9).

Puterea maxim are cea mai mic valoare la modelele 3 si 6 iar pe cea mai mare o are modelul 1.

Turaia ce corespunde puterii maxime cea mai ridicat o are modelul 6, iar pe cea mai mic o are modelul 5.

Momentul maxim, o caracteristic foarte important a motorului, are valori cuprinse ntre 360Nm la modelul 1 si 205Nm la modelul 6.

Turaia ce corespunde momentului maxim este cuprins ntr-o plaj de valori ntre 1600rot/min la modelul 4 si 2300 rot/min la modelul 3.

Valoarea maxim a puterii specifice se obtine pentru modelul 9(Renault Mascott) iar cea minim pentru modelul 3(Iveco Daily).

1.6 Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta Pe baza documentatiei realizate mai sus, ne-am propus alegerea unui model similar preferential in functie de accesibilitatea acestora si de caracteristicile impuse prin tema.Acest autovehicul este: Fiat Ducato.Pe baza ideii generale facute in urma parcurgeii capitolului I vom prezenta in figura 1.6.1 schita provizorie a autoutilitarei ce urmeaza a fii proiectata in capitolele urmatoare.

Fig 1.4 Forma constructiva preliminara a automobilului impus prin temaCapitolul 2.Studiul organizrii generale i a formei constructive pentru autoturismului impus prin tem.

2.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali i masici ai autoutilitarei

Pentru stabilirea principalilor parametrii dimensionali si masici s-au folosit tabelele cu date si figurile grafice in care se evidentiata evolutia parametrilor modelelor similar. Tinanand seama de limitele in care se incadreaza parametrii dimensionali si masici ai modelelor similare, dar si de modelul preferential (Fiat Ducato) se aleg principalele caracteristici ale automobilului de proiectat 2.1.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali exteriori

In vederea predeterminarii parametrilor dimensionali ai autovehiculului de proiectat se va folosi metoda intervalului de incredere.Aceasta metoda va fi aplicata pentru fiecare parametru dimensional ce trebuie determinat urmandu-se pasii corespunzatori.Etapa 1presupune calculul mediei valorilor cunoscute de la modelele similare alese pentru parametrul ,

=

(2.1)

Unde:

Nms QUOTE reprezinta numarul de modele similare la care se cunoaste valoarea parametrului x;

valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j;

Etapa 2 presupune calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respective:

=

(2.2)

Etapa 3 presupune calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respective:

= 100[%];

(2.3)

Etapa 4 consta in determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii :

,

(2.4)

unde k=-1, iar t(P,k) s-a ales 0.95 .

(2.5)Tabelul 2.1 Utilizarea metodei intervalului de incredere pentru determinarea parametrilor dimensionali exteriori

Nr CrtParametri dimensionaliXSxCvxtIxXales

1L35251684.70.95(3454-3596)3560

2La57054578.010.95(5511-5899)5860

3Ha25551174.60.95(2505-2604)2550

4la20551135.50.95(2007-2103)2100

5E11794975.40.95(1753-1835)1830

6E217731699.50.95(1701-1845)1840

Valoarea lungimii toatale a autoutilitarei a fost aleasa si este 5860 mm. Se observa ca valoarea lungimii autovehiculului este apropiata de cea a modelului similar ales.Aceasta dimensiune a fost aleasa si din punct de vedere constructiv deoarece se cauta obtinerea unui spatiu cat mai bun pentru pasageri si pentru bagajele acestora.

Ampatamentul a fost ales L=3560 mm pentru faptul ca o dimensiune foarte buna a acestui parametru permite o organizare mai buna a spatiului destinat incarcarii.

Latimea automobilului a fost aleasa =2100 mm, pentru ca se doreste o valoare apropiata de cea a modelului ales si pentru faptul ca joaca un rol foarte important si in stabilirea volumului interior.

Ecartamentul fata si respectiv spate a fost ales astfel incat valorile sa fie cat mai aproape de cel al modelului similar ales el avand un rol extreme de important in stabilitatea autoutilitarei.

2.1.2 Predeterminarea principalilor parametri masici

Valorile acestor parametrii masici ce au fost enumerati mai sus se vor determina folosind aceeasi metoda folosita si la predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si anume metoda intervalului de incredere. Toate valorile parametrilor vor fi determinate raportandu-ne la valorile acestora de la modelul similar ales.

Tabelul 2.2.Utilizarea metodei intervalului de incredere la adoptarea masei raportate

Parametru u [kg] u SuCvu[%] Iu u,ales

Masa raportata

( u)1.651 1.56 0.098 6.3 1.52-1.60 1.55

1.451

1.693

1.463

1.538

S-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta:

ma=m0+mun=3570 kg m0=2170 kg

mun=1400 kg.

2.1.3 Determinarea parametrilor masici pentru principalele subansambluri componente ale autoutilitareiPentru determinarea parametrilor masici ai subansamblurilor principale se va ntocmi un tabel n care se va trece fiecare subansamblu cu valoarea masei proprii i ponderea acestuia din masa automobilului. Datele se se nscriu n tabelul 2.3.

Tabel 2.3 Repartizarea maselor pe subansambluriNr.crt. SubansambluParticipatie[%]Masa calculata

[kg] Masa aleasa

[kg] Forma geometrica

1Motor10.60230230

2Punte fata complet echipata12.50271270

3Punte spate complet echipata19.30418415

4Ambreiaj si SV36565

5Sistem de directie0.801715

6Sisteme de evacuare0.701515

7Transmisie cardanica1.202625

8Scaune1.843940

9Roata de rezerva1.262725

10Rezervor de combustibil cu conducte incarcate24345

11Instalatie electrica completa1.262725

12Radiator0.591315

13Usa culisanta3.848380

14Caroserie38.11827825

15Conducator36565

T -10021662155 -

Comentarii :

Ponderile masice ale subansamblurilor autoturismului proiectat au fost alese in functie de clasa din care face parte. Raportarea se face la masa proprie. Motorul cu care va fi echipat autoturismul impus prin tema va fi un motor cu 5 cilindrii in linie a carei forma simplificata este considerata a fi un dreptunghi .Motorul va fi amplasat central longitudinal.Automobilul va fi echipat cu discuri ventilate pentru toate cele patru roti.Se considera faptul ca masa instalatiei electrice, cu toate componentele sale, este concentrata in acumulator.2.2.PREDETERMINAREA FORMEI SI A DIMENSIUNILOR SPATIULUI UTIL, INCLUSIV A INTERIORULUI POSTULUI DE CONDUCERE.

Principalele dimensiuni interioare ale automobilelor. Din lucrarea [3] se extrag urmatoarele informatii despre dimensiunile interioare ale automobilelor:

Organizarea si dimensiunile postului de conducere;

Amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora;

Dimensiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc.)

Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului. Organizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.

2.2.1.Manechinul bidimensional si postul de conducere.

Pentru a se determina forma postului de conducere se va ine seama de studiile ergonomice care s-au efectuat n acest domeniu, pe baz crora sunt stabilite anumite norme ce asigur o poziie comod i sigur pentru conductorul autovehiculului, acionarea comenzilor n condiii de siguran i fr eforturi mari.

Astfel de norme sunt prezentate n mod sistematic n STAS R10666/3-76, n care sunt stabilite caracteristicile manechinului bidimensional, care va fi folosit la determinarea dimensional i morfologic a postului de conducere n cazul autocamioanelor.

innd cont ca media nlimii a populaiei a crescut n ultimii 10 ani, iar descoperirile n domeniul ergonomic sunt din ce n ce mai importante i cerinele de confort i siguran din ce n ce mai severe, se pot face anumite modificri i mbuntiri.

n general, postul de conducere trebuie sa asigure un compromis ntre siguran i confort, astfel nct conductorul s nu adoarm la volan, mai ales pe perioade lungi de deplasare, dar eforturile pentru acionarea comenzilor s fie reduse.

Pentru proiectarea postului se folosete manechinul plan (2D) acest manechin este un accesoriu care simuleaz statura omului. Principalele elemente ale acestui manechin sunt prezentate n figura 3.2. Grup 10% 50% 90%

A390417444

B408432456

Fig. 2.2.2.Elementele principale ale manechinului bidimensional folosit pentru proiectarea postului de conducere.

Condiiile ergonomice i tehnice pentru proiectarea postului de conducere sunt extrase din STAS R106666/1-76 din care se aleg dimensiunile corespunztoare. De asemenea se aleg i alte dimensiuni relative pentru amplasarea organelor de comand.

n figura 2.2.2.sunt prezentate aceste dimensiuni i forma scaunului conductorului, determinate de elementele ergonomice ale manechinului prezentat anterior.

Tabel. 2.2.2. Dimensiuni principale ale cabinei si postului de conducere.

DenumireSimbolizareDimensiuni [mm]

Latimea interioara a cabinei min:(3 locuri fara cuseta)C1750

Scaunul conducatorului

-distanta dintre partea inferioara a volanului si spatarul scaunului , mine1370

-distanta dintre partea inferioara a volanului si suprafata scaunului, mine2180

-distanta de la partea inferioara a volanului pana la tapiseria interioara a peretelui din spate al cabinei:M600

-adancimea scaunului, minB400

-latimea pernei scaunului, minA450

-unghiul dintre perna scaunului si spatar, min95o

-unghiul de inclinare a suprafetei pernei scaunului7o

-unghiul de regalre a inclinarii a suprafetei pernei scaunuluio

-unghiul de reglare a inclinarii spatarului scaunului-5o+9o

-reglarea longitudinala a scaunului, minX100

-reglarea longitudinala a scaunului spre fata, max50

-reglarea inaltimii scaunului, minY80

Organele de comanda

-deplasarea axei volanului fata de axa longitudinala de simetrie a scaunului conducatorului, maxT

-distanta dintre axa pedalei de frana si axa pedalei de ambreiaj, minV150

-distanta de la axa pedalei de frana si axa pedalei de acceleratie, minU110

-distanta de la axa pedalei de ambreiaj pana la peretele lateral al cabinei, minP110

-distanta de la axa pedalei de acceleratie pana la peretele din partea dreapta cel mai apropiat, minS80

-distanta de la axa de simetrie a scaunului conducatorului pana la axa pedalei de franaI50...100

axa pedalei de ambreiajJ

Unghiurile si distantele determinate cu ajutorul manechinului:

-unghiul dintre corp si coapsa195o-120o

-unghiul dintre coapsa si gamba195o-135o

-unghiul dintre gamba si talpa piciorului drept in pozitie de lucru190o

-unghiul dintre gamba si talpa piciorului drept ridicata de pe pedala290o-110o

Fig.2.2.3. Dimensiunile principale ale postului de conducere. Forma scaunului conductorului

Fig 2.2.4

2.2.4. Dimensionarea cabinei

Dup ce au fost determinate principalele caracteristici ale postului de conducere, se face n continuare dimensionarea cabinei.

Forma cabinei determinat n aceasta etap a proiectului poate fi modificat ulterior pe baza unor criterii de organizare general sau de aerodinamic.

innd cont de faptul c pentru aceste autovehicule, cabina nu este un volum complet izolat ci face parte din ntregul vagon, se va face o concordan ntre dimensiunile acestuia i cele ale volumului util, determinate anterior. De asemenea se vor respecta dimensiunile determinate pentru postul de conducere .

Tot pentru postul de conducere, n cadrul cabinei, se va face o verificare conform STAS R 10666 /2-76 pentru grupele dimensionale reprezentative 10% i 90 % ale manechinului 2D n poziiile externe ale scaunului.

Deoarece postul de conducere a fost proiectat n subcapitolul anterior cu ajutorul manechinului 50% n continuare, verificarea se va face pentru grupele 90% i 10%.

Fig.4.3. Determinarea formei cabinei i verificarea dimensiunilor cu ajutorul manechinelor plane 10% i 90%

2.2.5.Dimensiunile volumului util.

Din intervalul de incredere a fost ales ca volum util o cantitate de 10 m3.

Spatiul de marfa de forma paralelipipedica:

Lungime interioara 3000 mm

Latime interioara 1800 mm

Inaltime interioara 1900 mm

In acest volum util incap 20 eruopaleti neincarcati cu dimensiunile de 1200x800x155.

2.3.NTOCMIREA SCHITEI DE ORGANIZARE GENERALA A AUTOMOBILULUI DE PROIECTAT.

Intocmirea schitei de organizare generala a automobilului de proiectat.

Pentru automobilul proiectat s-a ales solutia clasica de organizare generala si anume motor fata, punte motoare spate.Fig.2.3.1 Schita de organizare generala a automobilului de proiectat.

Aceasta solutie de organizare are urmatoarele avantaje:

incarcari statice ale puntilor apropiate;

solicitare redusa a suportilor motorului sub actiunea momentului la iesirea din schimbatorul de viteze;

accesibilitate usoara la motor;

punte fata simpla, cu posibilitatea aplicarii de diverse variante constructive;

mecanism de comanda a schimbatorului de viteze simplu;

se poate utiliza un schimbator de viteze cu priza directa ceea ce implica un randament ridicat;

utilizarea unui sistem de evacuare a gazelor de lungime mare, cu silentiozitate buna si posibilitate de montare usoara a convertorului catalitic;

incalzire eficace a habitaclului datorita traseului de lungime mica al aerului si al apei.

Printre dezavantaje se numara urmatoarele:

la incarcare partiala a autoturismului, puntea motoare este relativ descarcata, ceea ce reduce capacitatea de trecere pe drum de iarna sau umed si creste pericolul patinarii rotilor, mai ales la viraje stanse;

regim de miscare rectilinie mai putin stabil decat in cazul rotilor din fata motoare (automobilul este impins si nu tras);

la aplicarea franei de motor sau a franei de serviciu moderate, la deplasarea in viraj, autoturismul supravireaza;

necesitatea utilizarii arborelui cardanic, ceea ce complica structura transmisiei ,

lungime mare a automobilului, masa proprie relativ mare si cost ridicat.2.4. DETERMINAREA POZITIEI CENTRULUI DE MASA AL AUTOMOBILULUI ATAT LA SARCINA UTILA NULA, CAT SI LA SARCINA UTILA CONSTRUCTIVA MAXIMA.

Pentru determinarea centrului de masa al autovehiculului se va alege un sistem de axe de coordonate (X,Z) care se va pozitiona pe schita de organizare generala. Sistemul de coordonate are originea in punctul de contact cu solul a pneului de la puntea spate, in primul rand pentru simplificarea masurarii si calcularii valorilor. Pe aceasta schita se vor preciza toate centrele de greutate ale subansamblelor anlizate in capitolul 2.Pozitia centrului de greutate se va determina pentru doua cazuri.

Cazul 1:determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nula.Cazul 2:determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila maxima constructivaPentru deteminarea pozitiei centrului de greutate al autovehiculului se folosesc relatiile: ;

(2.1)

si

(2.2)in care este masa subansamblului j, in kg, iar i sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j,fata de sistemul de axe,XOZ, ales in mm.

In legatura cu pozitia centrului de masa pentru o persoana asezata pe scaun: in cazul scaunelor fixe ,centrul de masa se afla la distanta de 50 mm fata de punctul R ,in sensul de mers,iar in cazul scaunelor reglabile acesta distanta este de 100 mm.Inaltimea centrului de masa pe verticala ,fata de punctul R, are valoarea medie 180 mm.

Cazul 1. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nula.

Pentru determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nula se fac urmatoarele ipoteze:

O singura persoana in interior si anume conducatorul 75 kg;

Rezervorul este incarcat la din capacitate;

Tabelul 2.4 Determinarea centrului de masa

Nr crtDenumire masa (subansamblu)mjxjzjxj*mjzj*mj

[kg][mm][mm][mm*kg][mm*kg]

1Motor1543988775614152119350

2Punte fata complet echipata3451100313251264850137840

3Punte spate complet echipata 495013160201850

4Ambreiaj si SV86340466229274456932

5Sistem de directie25348513308712533250

6Sistem de evacuare25968363242009075

7Transmisie cardanica231940425446209775

8Scaune502697136313485068150

9Roata de rezerva405059672020038680

10Rezervor combustibil cu conducte incarcat327425162374416512

11Instalatie electrica completa417858253916477851476

12Radiator40437084417480033760

13Usa culisanta50174014118700070550

14Caroserie705537432081193700813555

15Conducator7528381409212850105675

0220043959631786394

xG= si zG=Cazul 2. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila maxima constructiva.Pentru determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila maxima constructiva se fac urmatoarele ipoteze:

Masa utila 1480 kg din care:

Conducatorul 75 kg;

Rezervorul este incarcat capacitate maxima;

2 pasageri a cate 68 kg;

20 europaleti.Tabel 2.5. Pozitiile centrelor de greutate ale subansamblurilorNr crtDenumire masa (subansamblu)mjxjzjxj*mjzj*mj

[kg][mm][mm][mm*kg][mm*kg]

1Motor1543988775614152119350

2Punte fata complet echipata3451100313251264850137840

3Punte spate complet echipata 495013160201850

4Ambreiaj si SV86340466229274456932

5Sistem de directie25348513308712533250

6Sistem de evacuare25968363242009075

7Transmisie cardanica231940425446209775

8Scaune502697136313485068150

9Roata de rezerva405059672020038680

10Rezervor combustibil cu conducte incarcat327425162374416512

11Instalatie electrica completa417858253916477851476

12Radiator40437084417480033760

13Usa culisanta50174014118700070550

14Caroserie705537432081193700813555

15Conducator7528381409212850105675

16Incarcatura(europaleti)1286844152510853841961150

0368058699513969096

Incarcarile statice la cele doua punti , corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt:

Rezulta G1,0=1244,5 [daN]

Rezulta G2,0=955 [daN]

Rezulta G1=1677 [daN]

Rezulta G2=2003 [daN]

In procente incarcarile puntilor sunt:

X1,0 = 56,56 %

X2,0 = 43,44 %

X1 = 45,57 %

X2 = 54,43 %

Pentru aprecierea solicitarii drumului din punctul de vedere al incarcarilor la punti se utilizeaza urmatoarea marime:

[103 *daN] ,

Fsol= 65,23 daN 80.

2.4.1 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut in vedere si parametri geometrici ai capacitatii de trecere. Definitivarea lor este incheiata odata cu intocmirea schitei de organizare generala si a desenului de ansamblu.Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime impuse in tema de proiect.Parametrii geometrici ai capacitatii de trecere sunt date n tabelul 2. Tabel 2.6. Caracteristici de stabilitateParametruValoare

Garda la sol [mm]210

Unghiul de atac [0]22

Unghiul de degajare [0]18

Raza lomgitudinal de trecere [mm]5960

Raza tranversal de trecere [mm]1466

Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt la urcarea pantei maxime impusa prin tema de proiectare.

Tinand cont ca automobilul de proiectat are tractiune fata se vor utiliza urmatoarele expresii pentru unghiul limita de patinare si rasturnare: Unghiul limita de patinare:

( tractiune spate) (2.12) x =0,8

0,4 pa=21-Unghiul de rasturnare:

(2.13)

56

Panta maxima din tema de proiectare este de 40% adic un unghi de aproximativ 210.

Conditiile de stabilitate longitudinala, la deplasarea automobilului pe panta maxima impusa sunt:

, pentru

2.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora.

Numarul de pneuri la cele doua punti ale autovehiclului sunt : 2 pneuri pentru puntea fata, respectiv 4 pneuri pentru puntea spate.

ncrcrile statice pe pneurile autoutilitarei corespunzatoare sarcinii utile maxime:

Zp1= kg

Zp2= kg

Qpnec=(max Zpj)/kq;

kq=1

Qpnec=838,5

Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitatea portanta: QpQpnec, dar cat mai aproape de Qpnec.

Indicele de incarcare al pneurilor va fi 102 care suporta o capacitate de incarcare de 850 kg, iar pentru puntea spate unde avem roti jumelate vom avea un indice de incarcare a pneurilor de 530 kg corespunzator valorii 86. 102/86.

Indice de viteza J (100 km/h).

Indicele de viteza al pneurilor alese va fi L care poate suporta viteze maxime de pana la 120 km/h, deoarece autoutilitara proiectata are viteza maxima limitata la 90 km/h.

Valoarea diametrului jantei va fi de 15 inch.

Principalele caracteristici ale pneului ales:

Simbolizare anvelopa: 225/75 R 15 102/86 L Latimea sectiunii pneului, Bu=225mm

Diametrul exterior, De=549.75mm si raza libera, r0=0.5*De=274.875mm;

Raza statica, rs sau raza dinamica, rd=rs=275 mm;

Raza de rulare, rr=*r0=286 mm;

Capacitatea portanta a pneului, Qp=838,5 si presiunea aerului din pneu corespunzatoare, pa=3bar;

Viteza maxima de exploatare a pneului, Vmaxp=165km/h, care trebuie sa indeplineasca conditia: VmaxpVmax (165km/h>90km/h).

Indicele de sarcina este 102 pentru puntea fata 9roti simple) si 86 pentru puntea spate (roti jumelate).

Capitolul 3 Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare ,in diferite conditii de utilizarea)Determinarea coeficientului de rezisten la rulare a pneurilor

Rezistena la rulare depinde de numeroi factori cum ar fi construcia pneului,viteza de deplasare,presiunea aerului din pneu,ncrcarea radial a pneului,rularea cu deviere,momentul aplicat roii,calea de rulare.Coeficientul de rezisten la rulare se determin pe cale experimental pe baza rezultatelor obinute propunndu-se numeroase formule empirice cele mai simple dintre ele referindu-se la viteza de deplasare:

f=+V +

unde:

reprezint coeficientul de rezisten la rulare la vitez mic, [h/km] i [h2/km2] coeficieni de influen ai vitezei care pot fi alei din tabele standardizate.

Astfel,pentru anvelopa radial cu seciune joas avem:

=1.6110, =-1.0002[h/km], =2.9152[h2/km2].

Pentru mai multe valori ale vitezei se va contura graficul lui f=f(V) valorile fiind centralizate n tabelul 3.1:Tab 3.1 Valorile lui f functie de viteza de rulareNr.crt.fV

10.016110

20.0160410

30.0160320

40.0160730

50.0161840

60.0163450

70.0165660

80.0168470

90.0171880

100.0175790

110.018100

120.019110

130.01957120

140.02130

150.0205140

160.021150

170.0215160

180.0230170

Fig.7.1. Variatia coeficientului rezistentei la rulare cu viteza

Se observa din grafic precum si din tabel, cu ct viteza automobilului creste si coeficientul f creste dupa o functie parabolica. Pentru determinarea coeficientului f s-a considerat ca automobilul ruleaza numai pe asfalt.b)Determinarea ariei seciunii transversale maxime a autovehiculului

Aria sectiunii maxime sau aria proiectiei frontale a automobilului se obtine prin:

Planimetrarea conturului exterior delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu;

Calculul cu relatia:

(3.2)

Unde:

Bu latimea sectiunii anvelopei;

hb inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale;

la latimea automobilului;

Npm numarul de pneuri;

cf- coefficient de forma pentru autoturisme se adopta valoarea de 0,89.

Ha inaltimea automobilului.

Aria sectiunii maxime a autoturismului are urmatoarea valoare:

QUOTE

c)Determinarea coeficientului de rezisten al aerului

Cunoscand valorile medii ale parametrilor aerodinamici pentru autovehiculul de tip furgon si anume A[m2] intre 3,5...8,0 si avand in vedere faptul ca aria autofurgonului de proiectat este de 4,7 m2 aflam prin interpolare Cx=0,64.

Valoarea aceasta a fost aleas din intervalul [0.60; 0.75] inndu-se cont att de valoarea acestuia la modelul similar dar si de valoarea ariei transversale care situeaz autoturismul in categoria autofurgoanelor.

d)Determinarea randamentului transmisiei

Puterea dezvoltat de motor este transmis la roile motoare prin intermediul transmisiei pentru a propulsa autovehiculul. ntotdeauna acest fenomen are loc cu pierderi prin frecare la nivelul transmisiei,pierderi ce sunt caracterizate de -randamentul transmisiei. Pentru un autofurgon 4x2 cu transmisie principala simpla, valoarea adoptat pentru acesta este =0,90.

Cele mai mari pierderi sunt datorate frecarilor roilor dinate existente n transmisie. Randamentul cutiei de viteze creste odat cu momentul transmis i scade odat cu creterea turatiei.Valoarea randamentului transmisiei difer de la caz la caz,acest valoare aleas fiind o valoare medie constant.3.2Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare, n funcie de viteza autovehiculului

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 ale autovehiculului, pentru cazul general, al vitezelor variabile.

Exista astfel mai multe tipuri de rezistente la inaintare. Rezistentele 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 (p=0), cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat pmax=8% cu p=arctg(0,08)=4,57=43426 si cazul deplasarii in panta maxima din priza directa impusa prin tema pmaximpus=40% cu p=arctg(0,40)=21,80; Pentru calculul rezistentei la panta vor fi considerate aceleasi situatii ca mai inainte;

Pentru calculul rezistentei aerului vor fi considerate trei situatii: deplasarea autovehiculului cand nu bate vantul (Vv=0km/h), deplasarea cand bate vantul pe aceeasi directie cu deplasarea autovehiculului si acelasi sens (Vv=+15km/h) si cazul cand bate vantul pe aceeasi directie cu cea a deplasarii autovehiculului dar in sens invers (Vv=-15km/h).

La sfarsit au fost insumate rezistentele la rulare pentru rularea pe drumul cu fiecare dintre cele trei pante si pentru cele trei posibilitati din punctual de vedere al vantului. Calculele obtinute au fost trecute in tabele, unde sunt centralizate rezistentele si puterile necesare invingerii lor, in cazul deplasarii in palier. La calculul acestora s-au folosit relatiile prezentate in continuare.

Pentru coeficientul la rulare s-a aratat in prima parte a acestui capitol cum se calculeaza acesta. Pentru rezistenta efectiva la rulare se foloseste relatia:

[daN] unde apar:

reprezinta rezistenta la rulare;

f reprezinta coeficientul rezistentei la rulare;

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 este

folosita relatia:

unde reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la rulare a pneurilor si este exprimata in kW.

Pentru calculul rezistentei la panta se foloseste relatia:

Puterea necesara pentru invingerea acestei rezistente se calculeaza astfel:

Rezistenta aerului se calculeaza cu urmatoarea formula:

unde:

Ra reprezinta rezistenta aerului, rezultata in daN;

k=0,06125Cx reprezinta coeficientul aerodinamic;

A reprezinta aria sectiunii transversal a autovehiculului;

Vx=V+Vvcosv [km/h] reprezinta viteza totala relativa a vantului fata de autovehicul. In aceasta formula V reprezinta viteza autovehiculului, Vv reprezinta viteza vantului, iar v reprezinta unghiul facut de directia pe care bate vantul si directia pe care se deplaseaza autovehicului (in cazul de fata vom avea v=0)

Puterea necesara invingerii rezistentei aerului se poate calcula cu relatia:

unde toate marimile au aceeasi semnificatie ca cea aratata mai inainte.

Fig.3.1Variatia rezistentei la rulare in functie de viteza autoutilitarei Rrul(V)

Fig. 3.2 Variatia rezistentei totale in functie de viteza autoutilitarei R(V).

Fig. 3.3 Variatia rezistentelor in functie de viteza autoutilitarei

Fig. 3.4 Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor in functie de viteza autoutilitara.Tabel 3.4. Rezistentele si puterile necesare invingerii rezistentei la accelerare.

VRrulRaRpRPrulPaPpP

059,10204470288347,1020450000

1058,84523881,40818462288348,2534231,634589970,0391162489,67370621

2058,80855225,63273846288352,4412913,267141790,312929911619,5800717

3058,955298512,6736615288359,628964,912941541,056138462429,96908

4059,358850622,5309538288369,8898046,595427852,503439323241,0988672

5059,945835535,2046154288383,1504518,325810494,889529914053,2153404

6060,752939850,6946462288399,44758610,125498,449107694866,5745977

7061,780163469,0010462288418,7812112,012809613,41687015681,4296796

8063,027506490,1238154288441,15132214,006112520,02751456498,0336271

9064,4582822114,062954288466,52123616,114570528,515738572116,630309

10066,0358041140,818462288494,85426618,343278939,116239380137,459518

11069,7044599170,390338288528,09479821,29858552,063714588161,3623

12071,7955937202,778585288562,57417823,931864667,592861596187,524726

13073,3731157237,9832288599,35631626,495847385,9383778104216,434225

14075,2074436276,004185288639,21162829,2473392107,334961112248,5823

15077,0417715316,841538288681,8833132,1007381132,017308120284,118046

165102,503383,378288773,88150,6175,714128354,314

Fig 3.5 variatia rezistentelor in functie de viteza autoutilitarei

Fig3.6 Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor in functie de viteza autoutilitarei.CAPITOLUL 4 Predeterminarea caracteristicii la sarcina total a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tema

4.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier

Prin caracteristica exterioara se intelege functia de dependenta a momentului motor si a puterii motorului fata de turatie , la admisie totala, reglajele si temperature motorului fiind cele optime.

Prin tema se impune valoarea de 165km/h, aceasta fiind valoarea vitezei maxime la deplasarea autovehiculului in treapta de viteza cea mai rapida(priza directa sau echivalentul ei), in palier.

Pentru a avea o anumita acoperire din punct de vedere al puterii , se admite ca atingerea Vmax se obtine pe o panta foarte mica 0=(0,05.0,3), rezultand in acest fel o putere maxima Pmax ceva mai mare decat in cazul deplasarii in palier 0=0

Pentru determinarea puterii la viteza maxim se utilizeaz bilanul de puteri la roata:

(4.1)

unde:

Pr reprezinta puterea disponibila la roata; Prul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a autovehiculului; Pp reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei; Pa reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; Pd reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a autovehiculului.Din conditia ca V=Vmax rezulta:

, de unde rezulta ca Rd=0 si implicit Pd=0.

Facand inlocuirile in formula (4.1) rezulta:

(4.2)

unde:

)=(165km/h)= 0,03 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare corespunzator vitezei maxime; =3680daN reprezinta greutatea autovehiculului;

p0=arctg(0,003)=0,17 calculate pentru p0 din intervalul 0,050.3%, reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului;

Cunoscand toti termenii, din relatia (4.2) se poate determina P=PVmax:

PVmax= (4.3)

unde P1 reprezinta termenul drept al relatiei (8.2). In consecinta, vom avea:

PVmax=52,97 kW

unde:

t=0,90;

k=0,06125Cx, iar Cx=0,64 este cel predeterminat in subcapitolul anterior.

Modelarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face prin relatia analitica:

P=Pmax (4.4)

Sau, sub o forma simplificata:

(4.5)

Dar pentru , motorul va avea turatia , iar relatia (4.5) devine:

(4.6)

Unde:

Pmax reprezinta puterea maxima a motorului pe caracteristica externa;

np reprezinta turatia la putere maxima;

sunt niste coeficienti de forma corespunzatori turatiilor joase;

sunt coeficienti de forma corespunzatori turatiei ridicate.

Functia defineste caracteristica la sarcina totala raportata si depinde de tipul si particularitatile constructive ale motorului.

(4.7)

S-au obtinut in final intervalele de incredere pentru cei doi coeficienti:

Ca(1,12...1,32) (4.8)

Ce(0,45...0,5) (4.9)

Tinand cont si de valorile acestor parametri s-au adoptat valorile:

Ca=1,2 si Ce=0,48

In continuare vom calcula coeficientul de adaptabilitate si coeficientul de

elasticitate al motorului necesar, folosind metoda intervalului de incredere aplicata pe valorile cunoscute de la motoarele modelelor similar. Deci, pentru inceput vom calcula acesti coeficienti pentru fiecare motor de la modelele similar. Rezultatele sunt centralizate in tabelul 4.1. Au fost folosite formulele:

ModelCaCe

11,1938050,526316

21,3708770,555556

31,3237650,676471

40,9242660,457143

51,1728610,625

61,1284220,487805

71,2822350,473684

81,2985250,472222

90,9584520,555556

101,2887840,527778

(4.10)

(4.11)

Tab 4.1 Coeficientii de elasticitate si adaptabilitate la modele similareAlegand si valoarea raportului din intervalul recomandat in literature pentru motoarele Diesel, =0,91,0 , putem calcula f() pentru turatii ridicate(unde se gaseste turatia de viteza maxima). Se vor considera turatii joase cele pana la jumatatea intervalului dintre turatia de moment maxim si turatia de putere maxima, adica aproximativ n=2500 rot/min.

(4.12)

Se calculeaza puterea maxima teoretica a motorului, din relatia (4.6).

(4.13)

Pentru stabilirea valorii de putere maxima, np ,se tine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, in special de cele ale caror putere maxima este foarte apropiata de cea calculate anterior. Astfel,toti parametrii necesari modelarii curbei de putere sunt cunoscuti si in relatia (4.4) pot fi utilizati in gama de valori ale turatiei.

Rezulta astfel ca turatia corespunzatoare vitezei maxime va fi egala cu turatiaa de putere maxima:

(4.14)

S-a ales np=3600 rot/min care reprezinta media valorilor turatiilor de putere maxima intalnite la modelele similar.

Intervalul de variatie al turatiei motorului ( nmin,nmax),este urmatorul:

n

(4.15)

unde Pentru modelarea curbei momentului motor se poate utiliza relatia de transformare:

(4.16)

In care P[kW] si n[rot/min]

Tabel 4.2-puterea si momentul pe caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului

n, rot/min

04007201000140018002200260030003600

P, kW06,35412911,8809616,9017824,1493331,237,7370943,443948,003752

M,daNm015,1784315,7670216,1496516,4819216,56216,3899115,9656315,2891813,80167

Fig.4.1. Caracteristica exterioara obtinuta din conditia de viteza maxima in palier4.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala

n vederea alegerii motorului ce va echipa autoturismul de proiectat se vor alege motoarele de la dou dintre modelele similare prezentate la capitolul 1. Specificatiile constructive ale acestora sunt prezentate in tabelul 4.3.

Nr.CrtModel[Kw][rot/min][Nm][rot/min]CaCe

1Referinta178340029020001,32370,6764

2Referinta288360032020001,37080,5555

3Teoretic 55,2360019017281,190.48

Tab 4.3 Date tehnice ale motoarelor analizate

Pentru cele 3 motoare se calculeaza coeficientii de forma, folosind formulele de mai sus:

- 1: (= -0.091, (= 4.182, (= 3.091, (,= 2.001, (, = -1.002, (, = -0.0009;- 2: (= 0.792, (= 2.085, (= 1.877, (,= 1.627, (,= -0.254, (,= 0.373.

-3: (= 1.028, (= 0.675, (= 0.703, (,= 0.78, (,= 1.441, (,= 1.22.

Pentru a trasa caracteristicile relative de putere ale motoarelor alese si a motorului calculat se calculeaza puterile raportate si de asemenea turatiile raportate . Acestea au la baza dependenta:

(4.17)

Fig.4.2. Caracteristicile la sarcina totala pentru cele 3 motoare :

1.Referinta 1: Ivaco Daily.

2.Referinta 2: Fiat Ducato.

3.Model teoretic(predeterminat)In final s-a trasat caracteristica exterioara a motorului ales, in fig 4.3.

Fig.4.3. Caracteristica la sarcina totala a motorului ales

CAPITOLUL 5

DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL TRANSMISIEI PRINCIPALE SI AL PRIMEI TREPTE A SCHIMBATORULUI DE VITEZE

5.1 Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Deoarece s-a stabilit in primul capitol solutia de organizare generala clasica inseamna ca autovehiculul va fi dotat cu un schimbator de viteze cu 3 arbori, de unde rezulta raportul de transmitere al treptei de prize directa:

isn=1.00

(5.1)

Considerand valoarea razei de rulare rr=286 mm si datele motorului care a fost ales anterior, se calculeaza raportul de transmitere al transmisiei principale (in unghi), din conditia de atingere a vitezei maxime, cu formula:

(5.2)

Deoarece aceasta valoare predeterminata este mai mica decat 7 inseamna ca este suficienta o transmisie principal simpla, cu o singura pereche de roti dintate in angrenare. In figura 5.1 este prezentata schema cinematica a unei astfel de transmisii. S-au notat in figura:

zp, numarul de dinti ai pinionului;

zc, numarul de dinti ai coroanei diferentialului.

Fig 5.1 Schema cinematica a unei transmisii cinematice simple

Se vor calcula in continuare 4 variante de valori efective ale raportului predeterminat, obtinute din raportul numerelor de dinti ai celor 2 roti dintate in angrenare. Pentru aceasta s-a ales valoarea numarului de dinti ai pinionului, conform tabelului 5.1 si s-a calculate apoi numarul de dinti ai coroanei si in final raportul respective.

Tab 5.1 Numarul minim de dinti zpRaportul de transmitere i02.53456-7>7

Numarul minim de dinti ai pinionului - Zpmin15*) 12*) 9765

*) se poate alege chiar 11

Varianta I

Se alege zp1=9 dinti, de unde rezulta:

zc=i0zp1=*9 =38,808Se alege prin rotunjire zc1=39 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului

de transmitere:

(5.3)

Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta:

(5.4)

Varianta a II-a

Se alege zp2=10 dinti, de unde rezulta:

zc=i0zp2=4,31210=43,12Se alege prin rotunjire zc2=43 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului

de transmitere:

(5.5)

Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta:

(5.6)

Varianta a III-a

Se alege zp3=11 dinti, de unde rezulta:

zc=i0zp3=4,31211=47,43Se alege prin rotunjire zc3=47 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului

de transmitere:

(5.7)

Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta:

(5.8)

Varianta a IV-a

Se alege zp4=8 dinti, de unde rezulta:

zc=i0zp4=4,3128=34,496Se alege prin rotunjire zc4=34 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului

de transmitere:

(5.9)

Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta:

(5.10)

La stabilirea numarului de dinti al coroanei la fiecare dintre cele 4 variante s-a tinut cont de cateva reguli, printre care cea mai importanta este ca acesta sa nu aiba divizori comuni cu numarul de dinti ai pinionului pentru a se evita interferenta.

Se observa ca erorile relative fata de valoarea predeterminata sunt foarte mici, mai putin in cazul ultimei variante, unde se pastreaza totusi in limite rezonabile. Aceasta varianta are insa avantajul rezultarii undei garzi la sol marite, datorita diametrului mai redus (la acelasi modul cu cel al pinionului) al coroanei diferentialului.

In tabelul 5.2 se prezinta valorile puterilor la roata pentru viteze corespunzatoare unor turatii ale motorului de pana la 3600 rot/min, calculate cu formula:

(5.11)

unde:

reprezinta randamentul transmisiei, considerat in capitolele anterioare;

reprezinta puterea de pe caracteristica exterioara calculate pentru turatia corespunzatoare vitezei respective si raportului respective al transmisiei principale.

Viteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului,

pentru un anumit raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de priza directa, se calculeaza cu relatia:

(5.12)

unde reprezinta raportul de transmitere al treptei de priza directa.

Cu ajutorul acestor relatii s-a completat tabelul 5.2 si s-au trasat apoi figura 5.2 curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere efetic si pentru raportul predeterminat. Pe aceeasi diagram s-a suprapus curba puterii rezistente totale la deplasarea autovehiculului in palier (in cazul cand nu bate vantul).

Se observa apropierea foarte buna a celor 5 curbe, care se datoreaza in primul rand erorilor relative foarte mici, asa cum s-a calculat mai devreme. Doar in cazul ultimei valori, cu abaterea relativa mai mare, se observa o oarecare diferenta intreu curba puterii la roata corespunzatoare ei sic ea pentru valoarea pedeterminata. Aceste argument conduc la ideea ca se poate alege orice valoare dintre cele analizate a raportului de transmitere al angrenajului in unghi.

Tabel.5.2. Puterile rezistente la roata pentru cele 5 rapoate de transmitere

Ni0

i01ef

i02ef

i03ef

i04ef

[rot/min]Pr[kW]V[km/h]Pr[kW]V[km/h]Pr[kW]V[km/h]Pr[kW]V[km/h]Pr[kW]V[km/h]

00000000000

72020,10618,00320,10617,91620,10618,05320,10618,17220,10618,819

100028,60325,00528,60324,88328,60325,07428,60325,23928,60326,138

120034,74330,00634,74329,86034,74330,08934,74330,28734,74331,366

140040,86835,00740,86834,83740,86835,10440,86835,33440,86836,594

160046,90940,00846,90939,81446,90940,11946,90940,38246,90941,821

180052,845,00952,844,79152,845,13452,845,43052,847,049

200058,47350,01058,47349,76758,47350,14958,47350,47858,47352,277

220063,86255,01163,86254,74463,86255,16463,86255,52663,86257,505

240068,90060,01268,90059,72168,90060,17968,90060,57468,90062,732

260073,52065,01373,52064,69873,52065,19473,52065,62273,52067,960

280077,65470,01477,65469,67477,65470,20977,65470,66977,65473,188

300081,23775,01581,23774,65181,23775,22481,23775,71781,23778,416

320084,19980,01684,19979,62884,19980,23984,19980,76584,19983,643

340086,47685,01786,47684,60586,4785,25486,47685,81386,47688,871

3600090,018089,582090,269090,861094,099

Fig.5.2.Variatia cu viteza a puterii la roata (pentru fiecare raport al transmisiei principale) si a puterii rezistente la deplasarea in palier

Se alege in final valoarea i03ef= 4,272 datorita avantajului sau de a genera o garda la sol relativ ridicata, dupa cum s-a precizat, si datorita vitezei maxime mai mari comparativ cu cea impusa in tema care rezulta de pe grafic (la intersectia curbei puterii la roata corespunzatoare lui si curba puterii rezistente) la deplasarea in palier .5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte

a schimbatorului de vitezeRaportul de transmitere al primei trepte se va de termina distinct din urmtoarele condiii:

invingerea pantei maxime, impusa prin tema; deplasare in palier, pe drum modernizat, cu o viteza minima stabilita; solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.5.2.1 Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima

impusa prin tema

La determinarea acestui raport se pune conditia ca urcarea pantei maxime, pmax, sa se faca cu viteza constanta, redusa.

Din bilantul de tractiune se obtine relatia:

(5.13)

unde:

rd=286 mm reprezinta raza dinamica a pneului;

=0,4249 reprezinta rezistenta specifica maxima corespunzatoare unei pante (impusa prin tema) cu

,care este urcata cu viteza foarte mica (din acest motiv s-a folosit doar f0); Ga=3680 daN reprezinta greutatea totala a autovehiculului;

i0=4,272 reprezinta raportul transmisiei principale, care a fost stabilit in subcapitolul anterior;

t=0,9 reprezinta randamentul total al transmisiei;

Mmax= 32 daNm reprezinta momentul maxim dezolvatat de motor.

Astfel, folosind relatia (5.13) se obtine:

(5.14)

5.2.2 Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabilitaAcest criteriu presupune determinarea unui raport sufficient de mare al primei trepte a schimbatorului de viteze pentru a dat posibilitatea deplasarii autovehiculului cu o viteza minima (aleasa Vmin=6 km/h) constanta, pe un drum mondernizat, in palier. Pentru aceasta se foloseste relatia:

(5.15)

Se considera turatia minima nmin=0,2np=720 rot/min si, calculandu-se, se obtine:

(5.16)

5.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc

Solicitarile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, in cazul deplasarii pe un drum in palier, de efectul valorii turatii initiale a motorului, n0, si de marimea puterii specifice, Psp, se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte: (5.17)unde:

n0=0,75np=2700 rot/min;

ka=0,72 pentru motoarele Diesel;

=525 pentru autocamioane si autobuze. Inlocuind, se obtine:

(5.18)

Se observa ca acesta valoare ( este cea care se va folosi in continuare si care va fi luata in calcul si la construirea schimbatorului de viteze, deoarece aceasta permite si urcarea pantei maxime impusa in tema (va fi urcata o panta chiar mai mare) si permite rularea la o viteza chiar mai mica decat cea aleasa.

Partea a-II-a

CAPITOLUL I

STUDIUL TEHNIC AL SOLUIILOR CONSTRUCTIVE POSIBILE PENTRU

AMBREIAJ I ALEGEREA VARIANTEI CE SE VA PROIECTA

1.1. DESTINATIA , CONDITIILE IMPUSE SI CLASIFICAREA AMBREAIAJULUI

Ambreiajul face parte din transmisia automobilului si este intercalat intre motor si cutia de viteze , reprezentnd organul de transmitere a momentului de la arborele cotit al motorului la cutia de viteze. Funciile ambreiajului sunt urmtoarele :

permite la pornirea automobilului cuplarea progresiva a motorului , care se afla in funciune , cu celelalte organe ale transmisiei , care , in acel moment, stau pe loc;

permite cuplarea si decuplarea in timpul mersului automobilului motorului cu transmisia , la schimbarea treptelor de viteze ;

protejeaz la suprasarcini celelalte organe ale transmisiei.

Ambreiajul trebui sa ndeplineasc anumite condiii , si anume :

-sa permit decuplarea completa si cat mai rapida a motorului de transmisie , pentru ca schimbarea treptelor sa se fac fara ocuri;

-sa decupleze cu eforturi minime din partea conductorului , fara a se obine insa o cursa la pedala mai mare de 120-200 mm .Fora la pedala necesara declupari nu trebuie sa depaseasca 150 N la autoturisme si 250 N la autocamioane si autobuze ;

-partile conduse sa aib o greutate cat mai redusa pentru ca schimbarea treptelor sa se fac fara ocuri

-sa fie suficient de progresiv pentru a se evita pornirea brusca din loc a automobilului ;

-sa asigure in stare cuplata o mbinare perfecta intre motor si transmisie;

-sa permit eliminarea cldurii care se produce in timpul procesului de cuplare prin patinarea suprafeelor de frecare ;

-sa amortizeze vibraiile ce se produc in transmisie ;

-sa aib o construcie simpla si ieftina ;

-sa fie cat mai uor de intretinut si de reglat si sa ofere sigurana ;

Ambreiajele se clasifica dup principiul de funcionare si dup tipul mecanismului de comanda .

Dup principiul de funcionare ambreiajele pot fi : mecanice , hidrodinamice , combinate si electromagnetice .

Dup tipul mecanismului de comanda ,ambreiajele pot fi cu comanda : mecanica , hidraulica , pneumatica si electrica .

Dup modul de realizare a comenzi ,ambreiajele pot fi :neautomate si automate.

1.2. Compunerea ambreiajului

Ambreiajul este compus din urmatoarele parti principale:

1) Partea conducatoare: este acea parte a ambreiajului care este montata pe

volantul motorului. Ea poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului care se roteste cind motorul este in functiune, ambreiajul este decuplat, iar automobilul sta pe loc si cuprinde urmatoarele componente principale:

Carcasa interioara a ambreiajului:

Placa sau discul de presiune;

Arcul (arcurile de presiune);

2) Partea condusa: este acea parte a ambreiajului care este in legatura cinematica directa cu arborele de intrare (primar) al schimbatorului de viteza. Ea poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului care nu se roteste cind motorul e in functiune, ambreiajul e decuplat, iar automobilul sta pe loc si cuprinde urmatoarele componente:

Discul sau discurile conduse ale ambreiajului;

Arborele ambreiajului;

3) Sistemul de actionare sau de comanda al ambreiajului are in componenta doua parti:

Sistemul interior de actionare cuprinde piesele si subasamblele care realizeaza comanda ambreiajului si sunt situate in interiorul carterului.

Sistemul exterior de actionare cuprinde toate piesele si subansamblele montate intre pedala ambreiajului si capatul furcii ambreiajului. El are mai multe variante constructive si constituie un criteriu de clasificare a ambreiajelor. 1.3. Prezentarea a doua solutii constructive de ambreiaj

Se vor prezenta in continuare doua tipuri de solutii constructive corespunzatoare temei impuse:

1.3.1.Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice .

In figura 1.3.1 este reprezentata contructia uni ambreiaj monodisc simplu cu arcuri periferice .Ambreiajul monodisc cu arcuri periferice este raspandit la autocamioane, tractoare, microbuze dar cate odata si la autoturisme datorita faptului ca are greutatea cea mai redusa si constructia cea mai simpla.

Partile componente ale ambreiajului se grupeaz in: organe conductoare ., organe conduse si mecanismul de comanda .

Organele conductoare sunt : volantul ,mpreuna cu carcasa, discul de presiune, arcurile de presiune si prghiile de declupare .

Discul de presiune este solidar in rotaie cu volantul si se poate deplasa axial. Arcurile 3 ,care realizeaz fora de apsare a suprafeelor de frecare , sunt aezate intre discul de presiune si carcasa ambreiajului . Prghiile de deplasare sunt prevzute cu doua puncte de articulaie : unul in discul de presiune si celalalt in carcasa .

Organele conduse ale ambreiajului sunt : discul condus si arborele ambreiajului. Discul condus este aezat intre volant si discul de presiune , putnd sa se deplaseze axial pe arborele ambreiajului prevzut cu caneluri la fel ca si butucul discului . Pe discul condus sunt fixate prin nituri doua garnituri de frecare ce au un coeficient de frecare mare .

Mecanismul de comanda se compune din manonul de debreiere si pedala ambreiajului .

La debreiere . se apas pedala ambreiajului si tija se deplaseaz spre dreapta iar furca de debreiere mpinge manonul de debreiere spre stnga . Rulmentul de presiune apas pe capetele interiore ale prghiilor de declupare , iar acestea se rotesc in jurul punctelor de articulaie de pe carcasa . In felul acesta , prghiile de declupare deplaseaz discul de presiune spre dreapta , comprimnd arcurile . Deoarece discul condus nu mai este apsat asupra volantului , transmiterea momentului de la motor la cutia de viteze se ntrerupe .

La ambreiere ridicnd piciorul de pe pedala , furca de debreiere este readusa in poziia iniiala de ctre un arc de readucere si o data cu ea si rulmentul de presiune.

Fig.1.3.1. Ambreiaj monodisc simplu cu arcuri periferice

1.3.2. Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragmaAmbreiajul monodisc cu arc central tip diafragma in prezent este foarte utilizat la autoturisme.

La acest tip de ambreiaj rolul arcurilor de presiune este indeplinit de un arc central sub forma de diafragma, format dintr-un disc de otel subtire prevazut cu taieturi radiale; arcul diafragma are forma tronconica si indeplineste atat rolul arcurilor periferice cat si cel al parghilor de debreiere.Cnd ambreiajul este cuplat ,arcul tip diafragma se reazem in carcasa prin prin intermediul inelului si datorita formei sale concave , apas asupra discului de presiune iar acesta la rndul sau asupra discului condus si volantului.

La declupare , micarea se transmite , de la pedala ambreiajului , prin prin mecanismul de comanda , la rulmentul de presiune , care se deplaseaz spre stnga si apas asupra prti interioare a diafragmei se va deplasa deci spre dreapta .In felul acesta , discul condus nu mai este apsat pe volant de ctre discul de presiune ia legtura dintre motor si cutia de viteza se ntrerupe .

Fig.1.3.2. Ambreiaj monodisc cu arc diafragma

1.4. Alegerea si prezentarea soluiei constructive

Soluia constructiva adoptata este ambreiaj monodisc cu arcuri periferice datorita simplitii sale constructive , compactitatii si greutii reduse.Discul de presiune va fi din fonta, obinut prin turnare.

Carcasa ambreiajului se va fabrica din tabla groasa ambutisata datorita preului mai redus dar si a productivitii mai mari.

Pentru o cuplare mai lina si reducerea cat mai mult a ocurilor din transmisie, se vor creste calitile elastice ale discului condus. Discul propriu-zis va fi prevzut cu tieturi radiale, indoite alternnd, astfel rezultnd un disc ondulat. Aceasta soluie este mai avantajoasa fata de folosirea arcurilor lamelare ondulate deoarece este mai simpla de realizat si cu un numr mai mic de piese. Elementul elastic suplimentar si amortizoarele pentru oscilaii de torsiune vor fi arcuri elicoidale, deoarece au o durata de funcionare mai mare, rezista mai bine la temperaturi inalte dect suspensiile din cauciuc , in plus putindu-se realiza o caracteristica de amortizare franta acoperindu-se o gama mai larga de vibraii.

Garniturile de friciune vor fi prinse prin nituri de discul condus pentru a se putea inlocui mai uor atunci cand se vor uza.

Sistemul de acionare va fi hidraulic, astfel nu va mai fi necesara reglarea, sistemul avnd capacitatea de a prelua jocurile rezultate in urma uzurilor; sistemul de acionare hidraulic este preferabil celorlalte sisteme datorita randamentului sau ridicat si silentiozitatii sale.

Capitolul 2CALCULUL I PROIECTAREA PRINCIPALELOR COMPONENTE ALE AMBREIAJULUI

La calculul ambreiajului se urmrete stabilirea dimensiunilor elementelor principale ale acestuia, n raport cu valoarea momentului motor i pe baza parametrilor constructivi ai motorului i autovehiculului.P=88 kW Mmax=320 Nm

2.1.Determinarea momentului de calculIn timpul functionarii ambreiajului, ca urmare a frecarilor normale din fazele de cuplare-decuplare, suprafetele de frecare ale discurilor conduse sunt supuse uzurii, arcurile de presiune se detensioneaza, iar forta de apasare se micsoreaza.

Pentru transmiterea de ctre ambreiaj a momentului motor maxim fr patinare,pe toat durata de funcionare este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului s fie mai mare dect momentul maxim al motorului. n acest scop se introduce n calcul un coeficient de siguran .

Momentul de calcul va fi:

La alegerea coeficientului se ine seama de tipul i destinaia autovehiculului precum i de particularitile constructive ale ambreiajului.

Se alege =1,7 ( Mc=1,7.32=54,4[daNm].

2.2.Determinarea momentului de frecare al ambreiajului

Pentru determinarea momentului de frecare al ambreiajului se consider un coeficient de frecare =0,28.(intre 0,25 si 0,3).

Pentru momentul de frecare total avem:

unde Re raza exterioar a suprafeei de frecare

RI - raza interioar a suprafeei de frecare

Unde:

Fig.2.2.Schema pentru determinarea momentului de frecare al ambreiajului.

Observaie:

Pentru ambreiaje prevzute cu mai multe perechi de suprafee de frecare momentul este:

unde i-reprezint nr.de suprafee de frecare i= 2nd

nd- reprezint nr. discurilor de frecare

Se alege ambreiaj monodisc uscat cu arcuri periferice datorit construciei simple i faptului c este un ambreiaj foarte ntlnit la modelele similare.

Raza exterioar este:

unde

, C=(0,53(0,75)

Tinand seama de faptul ca uzura garniturilor este mai accentuata la periferie decat spre centru, din cauza vitezelor de alunecare diferite, se recomanda ca limita superioara a coeficientului C sa se adopte in cazul automobilelor echipate cu motoare rapide.

Se alege C=0,53 Tabel.11.2.1. Valorile coeficientului

Se alege =35

Deci

De150160180200225250280300305310325350

Di100110125130150155165175185195

G2,53,53,53,5; 4,0

Tab 2.1 Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje

Se alege din STAS 7793-67 De=325[mm](Re=162.5[mm]

DI=185[mm] (RI=92.5[mm]

Grosimea garniturii g=4mm

2.3.Determinarea forei de apsare asupra discurilor ambreiajului

Se determin din condiia ca momentul de frecare al ambreiajului s fie egal cu momentul de calcul Mc

Momentul de frecare al ambreiajului este:

Momentul ambreiajului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul de calcul (Mc=54,4 daNm), astfel garniturile de frecare pot fi considerate corect dimesionate.

Dac se consider fora F uniform distribuit pe suprafeele de frecare, presiunea p va fi dat de relaia:

Aria suprafeei garniturilor de frecare este:

2.4.Calculul arcurilor de presiune

Arcurile de presiune ale ambreiajului sunt solicitate dup un ciclu asimetric.

Arcurile periferice sunt n general arcuri cilindrice din srm tras i au o caracteristic liniar

Pentru determinarea diametrului srmei i a diametrului de nfurare trebuie s se cunoasc:- Fa=fora total ce trebuie dezvoltat de arcuri;

-na=nr. de arcuri;

-Fa=fora pe care trebuie s o dezvolte un arc.

Avem relaia:

Fa= Fa/ naObservaie: na-se alege n general ca multiplu de 3 pentru a avea o apsare uniform a arcurilor asupra discului de presiune.

Pentru autoutilitare Fa trebuie s se ncadreze ntre 40(80[daN].Pentru diametrul exterior al garniturilor de frecare ntre (280(380)[mm] se recomand s se aleag ntre (12-18) arcuri.Se aleg 15 arcuri.

unde :Fr= fora datorit arcurilor care ajut la obinerea unei debreieri complete.

cf= coeficient care ine seama de forele de frecare.

Pentru ambreiaje monodisc cf=0,9(0,95. Se alege cf=0,95. Calculul se face pentru un ambreiaj decuplat cnd fiecare arc dezvolt fora Fa .

Pentru a rezulta un ambreiaj care se manevreaz fr dificultate se recomand ca la decuplare creterea forei arcului s nu depeasc cu 15(25% din valoarea ei iniial.

Se alege:

2.5.Calculul efortului unitar pentru solicitarea la torsiune

unde D=diametrul mediu de nfurare al arcului;

d= diametrul srmei arcului;

k=coeficient de corecie al arcului;

-unde se noteaz cu c=D/d.

Se recomand : c=5(8. Se alege c=5.

Pentru arcurile de ambreiaj ta=7000[daN/cm2]

Coeficientul k se calculeaz cu relaia:

Deci diametrul srmei va fi:

Se alege din STAS 893-89 srm tras din oel carbon de calitate avnd d=5[mm].2.6.Determinarea numrului de spire

Pentru determinarea numrului de spire ns se pleac de la formula sgeii:

-unde f=sgeata arcului;

G=modul de elasticitate transversal .

D=c.d=5.5=25[mm]

Se noteaz: -rigiditatea arcului

Cnd ambreiajul este cuplat fora dezvoltat de arc este Fa , deci vom avea:

Cnd ambreiajul este decuplat fora dezvoltat de arc este Fa ,deci avem:

Sgeata suplimentar f1 corespunztoare deformrii arcului la decuplare se poate determina funcie de jocul necesar ntre suprafeele de frecare n poziie decuplat. f1 se determin cu relaia:

-unde nd= nr. discurilor conduse;-jd= jocul dintre o pereche de suprafee de frecare pentru decuplarea complet a ambreiajului.

Se recomand pentru ambreiaje monodisc jd=0,5(0,7[mm].Se alege jd=0,7[mm].

Deci sgeata suplimentar f1 va fi:

Vom considera ns=5 spire.Deoarece spirele de la capetele arcului nu sunt active, numrul total de spire ntSe determin cu relaia:

2.7.Determinarea lungimii arcului n stare liber

Lungimea arcului n stare liber se determin cu relaia:

-unde Lo=lungimea arcului n stare liber;

L1= lungimea arcului n poziia decuplat a ambreiajului.

-unde ns=nr. de spire active;

js=distana minim ntre spirele arcului n poziia decuplat a ambreiajului.

Se alege js=1[mm]

Deci lungimea arcului n stare liber va fi:

2.8.Determinarea coeficientului de siguranta al ambreiajului dupa uzarea garniturilor

Dupa uzarea garniturilor de frecare forta cu care un arc de presiune actioneaza asupra discurilor ambreiajului devine Fa . Datorita uzurii garniturilor, arcurile de presiune se destind, iar Fa