Automobile Proiect
-
Upload
alexboy2010 -
Category
Documents
-
view
1.757 -
download
11
Transcript of Automobile Proiect
Automobile Proiect
Capitolul I : Analiza modelelor similare de automobile. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta.
Mercedes-Benz SLK 200 roadster
1.1 Alegerea modelelor similare :
Tabel 1.1
Alfa Romeo SPIDER
BMW Z4 Audi TTHonda S2000
Mazda Mx-5
OPEL GT Opel Tigra
Twintop
Mercedes Benz SLK
1.2 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori:
Tabel 1.2
tip auto Audi TT
Alfa Rome
o Spider
BmwZ4
Honda S2000
Mazda Mx-
5
OpelGT
Opel Tigra
Twintop
Mercedes-Benz SLK
Lungime [mm]
4041 4393 4239 4135 4020 4100 3921 4103
Latime 1764 1830 1790 1750 1720 1813 1685 1777
[mm]Inaltime [mm]
1349 1318 1291 1285 1255 1274 1364 1296
Ampatament [mm]
2422 2528 2496 2405 2330 2415 2491 2430
Ecartament [mm]
1572 1579 1511 1471 1490 1543 1429 1530
Consola fata [mm]
902 1000 890 890 876 850 730 841
Consola spate [mm]
808 865 853 840 874 835 710 832
Garda la sol [mm]
113 120 120 130 135 129 131 120
Pentru fiecare tabel se vor numerota autovehiculele de la 1 la 8 dupa cum urmeaza:
1-Audi TT ; 2-Alfa Romeo Spider; 3-Bmw Z4; 4-Honda S2000 ; 5- Mazda Mx-5
6-Opel GT; 7-Opel Tigra Twintop; 8-Mercedes SLK
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8
3500
3700
3900
4100
4300
4500
Grafic 1.2 -1-
Lungimea totala in functie de fiecare automobil
1 2 3 4 5 6 7 8
15001550160016501700175018001850190019502000
GRAFIC 1.2 -2-
Latimea in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
10001050110011501200125013001350140014501500
Grafic 1.2 -3-
Inaltimea in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
2000
2100
2200
2300
2400
2500
2600
2700
2800
Grafic 1.2 -4-
Ampatamentul in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
1300
1350
1400
1450
1500
1550
1600
1650
1700
Grafic 1.2 -5-
Ecartamentul in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
0100200300400500600700800900
1000
Grafic 1.2 -6-
Consola fata in functie de fiecare autoturism
1 2 3 4 5 6 7 8
500550600650700750800850900950
1000
Grafic 1.2 -7-
Consola spate in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
100
105
110
115
120
125
130
135
Grafic 1.2 -8-
Garda la sol in functie de fiecare autovehicul
1.3 Analiza principalilor parametrii masici:
Tabel 1.3
Tip auto
Audi TT
Alfa Rome
o Spider
Bmw Z4
Honda S2000
Mazda Mx-5
Opel GT
Opel Tigra
Twintop
Mercedes-
Benz SLK
Masa proprie
[kg]
1285 1505 1480 1362 1090 1395 1235 1390
Masa utila [kg]
320 250 255 173 285 195 215 315
Masa totala[kg]
1605 1755 1735 1535 1375 1590 1450 1705
Masa totala [kg]=Masa Proprie [kg] + Masa utila [kg]
1 2 3 4 5 6 7 8
1000
1100
1200
1300
1400
1500
1600
Grafic 1.3 -1-
Masa proprie [kg] in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
100
150
200
250
300
350
Grafic 1.3 -2-
Masa utila [kg] in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
1200
1300
1400
1500
1600
1700
1800
1900
2000
Grafic 1.3 -3-
Masa totala [kg] in functie de fiecare autovehicul
1.4 Analiza principalilor parametrii energetici:
Tabel 1.4
Tip auto Audi TT
Alfa Rome
o Spide
r
BmwZ4
Honda
S2000
Mazda Mx-
5
Opel GT
Opel Tigra
Twintop
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
Viteza maxima
218 224 242 240 217 229 204 236
Puterea specifica[kw/kg]
0,074
0,077 0,139
0,116 0,085 0,122
0,063 0,058
Turatia la 5700 6500 6400 8300 7000 5250 6000 5500
puterea maxima[rpm]Turatia la cuplu maxim[rpm]
1950-
5400
4500 27507500
5000 4500 4600 2800-5000
*Puterea specifica [kw/kg] =puterea maxima [kw] /Masa totala [Kg]
1 2 3 4 5 6 7 8
15001600170018001900200021002200230024002500
Grafic 1.4 -1-
Cilindreea [cm3] in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
80
100
120
140
160
180
200
Grafic 1.4 -2-
Puterea maxima [kw] in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
100
150
200
250
300
350
Grafic 1.4 -3-
Cuplu maxim [Nm] in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
200205210215220225230235240245250
Grafic 1.4 -4-
Viteza maxima [km/h] in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
0.050.060.070.080.09
0.10.110.120.130.140.15
Grafic 1.4 -5-
Puterea speficica [kw/kg] in functie de fiecare autovehicul
1.5 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare:
Tabel 1.5
Tip auto AudiTT
Alfa Romeo Spider
BmwZ4
Honda
S2000
Mazda
Mx-5
OpelGT
Opel Tigra
Twintop
Mercedes-Benz
SLK
Tip motor transversal
MAS; 4 cilindrii in linie;DOHC ;20 supape
Transver-salMAS ;4 cilindrii in linie ;DOHC ;16 supape
Transver-salMAS; 6 cilindrii in linie; DOHC;24supape
Longitu-dinalMAS;4 cilindrii in linie;DOHC ;16 supape
Transver-salMAS; 4 cilindrii in linie;DOHC;16 supape
MAS; 4 cilindrii in linie;DOHC; 16 supape
transversalMAS; 4 cilindrii in linie;DOHC; 16 supape
transversalMAS; 4 cilindrii in linie;DOHC 16 supape
AmplasareMotor
Fata Fata Fata Fata Fata Central
Fata Fata
Punte motoare
Fata Fata Spate Spate Spate Spate Fata Spate
Cutie de viteze
Manuala 6+1
Manuala 6+1
Manuala 6+1
Manuala 6+1
Manuala 6+1
Manuala 5+1
Manuala 5+1
Manuala 6+1
Tip suspensie
fata
Mc.PhearsonIndependen-tabara anti-ruliu
Independenta;cu dubla bascula si bara anti-ruliu
Indepen-denta Mc.Phearson
Mc.PhearsonIndependen-tabara anti-ruliu
Independenta;cu dubla bascula
Indepen-denta
Mc.PhearsonIndependen-ta,bascula sibara anti-ruliu
Independenta Mc.PhearsonArcuri elicoidale si bara antiruliu
Tip suspensie
spate
Bara de torsiune
Indepen-denta
Indepen-denta
Mc.PhearsonIndependen-tabara anti-ruliu
Indepen-denta
Indepen-denta
Bara de torsiune
Independen-ta , bara de torsiune
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
Emisii CO2[g/km]
197 221 199 236 181 218 185 182
Consum combustibil
urban[l/100km]
11.2 13 12,4 13,9 10,5 13 10,9 11
Consum combustibil extraurban[l/100km]
6.4 7,3 6,2 7,8 5,9 6,9 5,8 5,7
Consum combustibil
mixt[l/100km]
8.2 9,4 8,5 10 7,6 9,2 7,7 7,7
Timpul de accelerare
8,2 9,5 6,6 6,2 7.9 5,8 9,4 7,6
0-100 km/h
1 2 3 4 5 6 7 8
150160170180190200210220230240250
Grafic 1.5 -1
Raportul de comprimare in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
8
9
10
11
12
13
14
Grafic 1.5 -2
Consumul urban in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
0123456789
10
Grafic 1.5 -3-
Consumul extraurban in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
55.5
66.5
77.5
88.5
99.510
Grafic 1.5 -4-
Consumul mixt in functie de fiecare autovehicul
1 2 3 4 5 6 7 8
0123456789
10
Grafic 1.5 -5-
Timpul de accelerare 0-100 km/h in functie de fiecare autovehicul
Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai autovehiculului studiat
a) determinarea valorii medii a parametrului dimensional x :
x=∑j=1
Nms
x j
Nms
2.1
xj este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul studiat
Nms este numarul de modele similare
b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv
Sx=√∑j=1
Nms
( x j− x̄ )2
Nms−1 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
|xales−x|<t ( P ,k )⋅S x
√N ms
2.4
2.5
e) Alegerea valorii parametrului din interval, xε Ix
TABEL 2.1
NR crt ParametrulDimensional
x[mm]
Sx
[mm]t
[mm]Ix
[mm]xales
[mm]1 Lungime 4119 137,56 2,365 [4003,4234] 41032 Latime 1776 109,98 2,365 [1684,1867] 17773 Inaltime 1304 89,95 2,365 [1318,1469] 12964 Ampatament 2439 147,78 2,365 [2315,2562] 24305 Ecartament 1515 122,08 2,365 [1412,1617] 15306 Consola Fata 872 148,54 2,365 [747,996] 8417 Consola Spate 827 103,84 2,365 [740,913] 8328 Garda la sol 124 19,65 2,365 [107,140] 120
I x=( x̄−t( P ,k )⋅Sx
√Nms
, x̄+t ( P ,k )⋅Sx
√ Nms)
Din intervalul de incredere alegem Xales al val apropiate autovehiculului Mercedes SLK deoarece se incadreaza cel mai bine in acest interval.
Predeterminarea principalilor parametrii masici
Am ales masa autovehiculului Mercedes SLK deoarece se incadreaza cel mai bine in intervalul de incredere Im0.
316.167
)7.1342(
1
)(8
1
2
1
2
j
j
ms
N
jojo
o
m
N
mm
Sm
ms
m̄=∑j=1
Nms
m0
N ms
=∑j=1
8
m¿8 ¿¿
=¿¿¿
¿1285+1505+1480+1362+1090+1395+1235+1390 ¿¿¿8=1342 , 75 kg¿ ¿ ¿ ¿ ¿¿
I mo=(m̄o−t⋅
Smo
√Nms
, m̄o +t⋅Sm
o
√Nms)=(1342.7−2.776⋅316 .16
√8,1342 .7+2. 776⋅316 . 16
√8 )=(1078 ,1607 )
Mu=75+68n+Mbag= 315 kg
ma = mo + mu=315+1390=1705 kg
ma reprezinta masa totala a autovehiculului
Mu reprezinta masa utila a autovehiculului
TABEL 2.2
Nr. Crt Denumire subansamblu
Pondere[%]
Masa calculata
[kg]
Masa aleasa [kg]
1 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 prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:
a) Organizarea si dimensiunile postului de conducere
b) Amplasarea banchetelor si dimensiunile acestora
c) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului , iar acestea se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional
Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plastic acrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin .
Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului, gamba si coapsa deoarece s-a constatat ca dimensiunile torsului variaza nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90.
Recomandari pentru scaunul soferului si al pasagerului din fata:- Partea inclinata a podelei nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm- Inaltimea articulatiei H deasupra podelei nu trebuie sa fie mai mica
de 100 mm- Scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relative
fata de parbriz si fata de comenzi atat in directie longitudinala cat si in directie verticala
- Varificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si jos cu manechinul de 90, apoi se verifica pozitia maxim fata si sus cu manechinul de 10
- Valorile medii ale unghiurilor α, β, γ, δ sunt reprezentate in tabelul urmator
Tipul automobilului
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.
„Caroseria de securitate” se obtine prin urmatoarele masuri: rigidizarea constructiei fara reducerea vizibilitatii, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan si peretii laterali, montarea unor manere pentru usi si macaralele pentru geamuri fara proeminente, montare air-bag-urilor frontale si laterale, folosirea coloanei de directie telescopice si a unui volan usor deformabil in directie axiala, montarea parbrizului astfel incat la deformarea caroseriei, geamul sa sara in afara.
Dimensiunile principale ale postului de conducere si limitele de amplasare a organelor de comanda manuala la autoturisme se aleg conform STAS 6689/1-81, astfel incat acestea sa fie in permanenta in raza de actiune determinata de dimensiunile antropometrice ale conducatorului.
In ceea ce priveste postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului fata de comenzi, se aplica metoda recomandata se STAS 12613-88 si norma ISO 3958-77, care stabileste o infasuratoare a distantelor maxime de actiune ale unei maini a conducatorului asezat pe scaun, cu cealalta mana pe volan si piciorul stang pe pedala de acceleratie, avand montata o centura de siguranta cu trei puncte de sprijin.
Comenzile luminilor de drum, avertizorului luminos, semnalizarii schimbarii directiei, luminilor de pozitie spate si laterala, avertizarii sonore, stergatorului si spalatorului de parbriz trebuie sa fie amplasate in zona de actionare a mainii conducatorului autovehicului.
Nr.crt. Dimensiunea Marimea
1 Unghiul de inclinare spre inapoi β 24
2 Diametrul volanului 350
3 Unghiul de inclinare a volanului 17
4 Distanta pe orizontala intre centrul volanului si punctul calcaiului Wx
340
5 Distanta pe verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului Wz
550
3.2 Întocmirea schiţei de organizare generală
În vederea întocmirii schiţei de organizare generală a autoturismului de proiectat s-a pornit de la modelul similar de referinţă convenabil ales la capitolul 1 şi s-a convenit ca modelul ce urmează a fi proiectat să indeplinească urmatoarele caracteristici tehnice: motorul este cu patru cilindrii in linie amplasat longitudinal în faţă, schimbătorul de viteze este mecanic cu 6+1 trepte, transmisia se face la roţile din spate.
Rezervorul de combustibil este pozitionat intre cele doua roti din spate, astfel incat sa nu obstructioneze bratele suspensiei , dar in acelasi timp sa fie cat mai aproape de sol, pentru a obtine un centru de greutate cat mai jos.
Transmisia cardanica este aproximata ca un cilindru, de lungime aproximativ egala cu ampatamentu.
Puntile au fost reprezentate sub forma a doi cilindri cu lungime aproape egala cu ecartamentul (egal in fata si in spate) autovehiculului dar cu diametrul mai mare in cazul puntii spate deoarece include in plus fata de puntea fata (la care nu a mai fost inclus sistemul de directie).
3.3 Determinarea poziţiei centrului de masă al autovehiculului
Pentru determinarea centrului de masă al autovehiculului se va alege un sistem de axe de coordonate (X,Z) care se va poziţiona pe schiţa de organizare generală. Sistemul de coordonate are originea in punctul de contact cu solul a pneului de la puntea fata, in primul rand pentru simplificarea masurarii si calcularii valorilor. Pe această schiţă se vor preciza toate centrele de greutate ale subansamblelor anlizate în capitolul 2, tabelul 2.2.
Poziţia centrului de greutate se va determina pentru două cazuri.Cazul 1:automobilul cu conducător ,fără pasageri sau fără
încărcătură.Cazul 2:automobilul încărcat complet cu sarcina utilă.
Pentru deteminarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului se
folosesc relatiile xG=∑j=1
N s
X j m j
∑j=1
N s
m j
;
(3.1) şi
ZG=∑j=1
Ns
Z jm j
∑j=1
N s
m j
(3.2)
în care m j este masa subansamblului j, în kg, iar X j şi Z j sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j,faţă de sistemul de axe,XOZ, ales în mm.
În legătură cu poziţia centrului de masă pentru o persoană aşezată dpe scaun: în cazul scaunelor fixe ,centrul de masă se află la distanţa 50 mm faţă de punctul R ,în sensul de mers,iar în cazul scaunelor reglabile acestă distanţa este de 100 mm.Înălţimea centrului de masă pe verticală ,faţă de punctul R, are valoarea medie 180 mm.
3.3.1 Determinarea centrului de greutate al caroseriei
Tab.1
discretizarea elementelor componente ale caroseriei
Nr.crt
Denumire subansamblu
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
7Podea+lonjeroane 220 44,44
8 Plafon 8 1,62
9 Luneta 12 2,42
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 al caroseriei
Nr.crt.
Denumire subansamblu
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
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 495 69008
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
2Instalatie electrica+baterie de acumulatori
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 70,31390
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 90823,8
2
Instalatie electrica+baterie de acumulatori 23,9 324 784 8126 16730
3 Ambreiaj 9,8 370 588 3626 5762,4
4 Schimbator de viteze 70,3 634 395 35642,1 31635
5 Sistem de directie 24,9 470 535 14093,4 14890,2
6 Radiatoare 22,5 -617 405 -13050 10800
7 Roti 81,5 1211 312 117360 11410
8 Lichid racire+ulei 25,3 330 1242 8349 31422,6
9 Sistem de franare 15,5 300 480 4650 7440
10 Sistem de evacuare 34,4 1819 207 9976 11180
11 Suspensie fata 76,0 0 289 0 28880
12 Suspensie spate 82,1 2421 425 197040 32019
13 Caroserie 629,4 1353 734 873607 280083
14 Transmisie cardanica 9,6 1665 299 13375,6 2484,04
15 Diferential 9,8 2420 207 23505,7 1770,3
16 Rezervor Combustibil 9,7 2914 452 22976 4944,2
17 Combustibil 70,3 2914 452 166611 35853
18 Scaune fata(2) 34 1597 486 61200 12240
19 Pasager 75 1702 565 120000 26925
Total 1580 156652
5 630368
XG0=1439 [mm]
ZG0=411 [mm]
3.3.2 Tabel 5. Determinarea centrului de masa al automobilului complet echipat
Nr.crt.
Denumire subansamblu Masa
Pozitie subansamblu x*m z*m
[kg] X Z
1 Motor 176,7 125 467 19087 90823,8
2
Instalatie electrica+baterie de acumulatori 23,9 324 784 8126 16730
3 Ambreiaj 9,8 370 588 3626 5762,4
4 Schimbator de viteze 70,3 634 395 35642,1 31635
5 Sistem de directie 24,9 470 535 14093,4 14890,2
6 Radiatoare 22,5 -617 405 -13050 10800
7 Roti 81,5 1211 312 117360 11410
8 Lichid racire+ulei 25,3 330 1242 8349 31422,6
9 Sistem de franare 15,5 300 480 4650 7440
10 Sistem de evacuare 34,4 1819 207 9976 11180
11 Suspensie fata 76,0 0 289 0 28880
12 Suspensie spate 82,1 2421 425 197040 32019
13 Caroserie 629,4 1353 734 873607 280083
14 Transmisie cardanica 9,6 1665 299 13375,6 2484,04
15 Diferential 9,8 2420 207 23505,7 1770,3
16 Rezervor Combustibil 9,7 2914 452 22976 4944,2
17 Combustibil 70,3 2914 452 166611 35853
18 Scaune fata(2) 34 1597 486 61200 12240
19 Pasager(2) 150 1702 565 120000 26925
20 Bagaje 180 2550 520 459000 93600
Total 1580 156652
5 630368
XGa=1510 [mm]
YGa=446 [mm]
După stabilirea centrelor de masă se determină încărcările statice la cele doua punţi corespunzătoare celor două stări de încărcare.Pentru determinarea lor se folosesc formulele:
G1,0=b0
L∙G 0 şi G2,0=
a0
L∙G 0 , pentru cazul 1, (3.3)
si
G1=bL
∙G a şi G2=aL
∙Ga, pentru cazul 2, (3.4)
unde: a0şi b0 reprezintă distanţele de la centrul de masă Cg0 la puntea faţă
respectiv puntea spate:a0=1439 mmb0=2430-1439=991 mm.
a şi b reprezintă distanţele de la centrul de masă Cg la puntea faţă respectiv puntea spate.
a=1510 mmb=2430-1510=920 mm.
Astfel,
o G1,0=b0
L∙G 0=
9912430
∙ 1363=555.85 daN
o G2,0=a0
L∙G 0
=14392430
∙ 1363=807.142 daN
reprezentând încărcarile statice pentru primul caz.Pentru cazul 2
o G1=bL
∙G a=920
2430∙ 1672=633 daN şi
o G2=aL
∙Ga=15102430
∙ 1672=1039 daN
Pentru aprecierea solicitării drumului din punctul de vedere al încărcărilor la punţi se utilizează următoarea mărime:
F sol=∑j=1
N p
G j
10∙Ga
[10³ daN] ≤ 80 (3.5)
Unde Gj si Ga se exprima in 103daN (echivalent, in tone). Introducand in relatia (3.5) datele de mai sus, va rezulta:
F sol=G1
4+G24
10 ∙ Ga
=0,6334+1,0394
10 ∙1,672=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:α pmax
=arctg ( pmax )=arctg (0.4 )=21,8
Aşa cum s-a impus prin temă automobilul de proiectat are puntea motoare în spate (4x2), acest lucru însemnănd faptul că expresia unghiului limită de patinare sau de alunecare (cand roţile motoare ajung la limita de aderenţă) este următoarea:
tg α pa=¿ φx ∙
aL
1−hg
L∙ φx
¿ (3.6)
unde φx reprezintă coeficientul de aderenţă longitudinal si ia valori in intervalul [0.7; 0.8].
α pa=arctg (φx ∙
aL
1−hg
L∙φx )=¿25,87º
în care φx=0.75.
Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia:
¿α pr=arctg( bhg
) (3.7)
α pr=arctg( bhg
)=¿ 64,14º
Conditiile de stabilitate longitudinal, la deplasarea autovehiculului pe panta maxima impusa sunt:
α pr ≥ α pa≥ α pmax (3.8)Se poate observa ca, inlocuind in relatia (3.8) valorile obtinute mai sus,
conditiile de stabilitate longitudinal sunt indeplinite
64,14>25,87>21,8
3.6 Alegerea pneurilor şi stabilirea caracteristicilor acestora
Numărul de pneuri cu care va fi echipat autovehiculul se alege având în vedere ca încărcarea lor sa fie uniformă şi conformă cu recomandările din
standarde. La alegerea pneurilor şi jantelor trebuie să se aibă în vedere destinaţia autovehiculului şi performanţele acestuia.
Încărcarea statică pe pneu corespunzătoare sarcinii utile maxime calculate va fi:
Zpj=G j
N pnj (3.9)
Încarcarea unui pneu pe puntea faţă:
Zp 1=G1
2=
6332
=316,5 daN
Încărcarea unui pneu pe puntea spate:
Zp 2=G2
2=
10392
=519,5 daN
Capacitatea portantă necesară pneului definită ca fiind încărcarea radial maximă suportată de aceasta va fi:
Q pmec=(max Zpj)/k q (3.10)unde k q =0,9 şi max Zpj=519,5 daN.
Efectuând calculul rezultă:Q pmec=519,5/0,9=577,22 daN.Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitate portanta Qp>Q pmec , dar cat mai aproape de Q pmec
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
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=f 0+f 01 ∙V + f 02 ∙V 2 (4.1)
unde:
f 0 reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică, f 01[h/km] şi f 02 [h2/km2] coeficienţi de influenţă ai vitezei care pot fi aleşi din tabele
standardizate.Astfel,pentru anvelopa radială cu secţiune foarte joasă avem:
f 0=1.8360∙ 10−2, f 01=-1.8725∙ 10−5[h/km], f 02=2.9554∙ 10−74 [h2/km2].
Pentru mai multe valori ale vitezei se va contura graficul lui f=f(V) valorile fiind centralizate în tabelul 4.1:
V, [km/h] 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90
f, [-]0.0183
60.0182
0230.0181
0370.0180
6420.0180
8390.0181
6260.0183
0040.0184
9740.0187
5350.0190
686
100 110 120 130 140 150 160 170 180 1900.0194
4290.0198
7630.0203
6880.0209
2040.0215
3110.0222
0090.0229
2980.0237
1790.0245
650.0254
712
200 210 220 230 2360.0264
3660.0274
6110.0285
4460.0296
8730.0304
013Grafic 4.1
0 50 100 150 200 2500
0.005
0.01
0.015
0.02
0.025
0.03
0.035
V [km/h]
f [-]
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=c f ∙ la ∙ ( H a−hb )+N p∙ hb ∙ Bu[m²] (4.2)
unde:
c f =0,89 este un coeficient de formă adoptat 1 pentru autocamioane, la=1,777 m este lăţimea automobilului, H a=1,296 m este înălţimea automobilului, hb=0,15 m înălţimea marginii inferioare a barei de protecţie faţă de cale, N p=2 reprezintă numărul de pneuri, Bu=0,205 m reprezintă laţimea secţiunii anvelopei.
A= 0,89* 1,777 * (1,296-0,15) + 2 * 0,15 * 0,205 = 1,873 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: C x=0,22.
Valoarea aceasta a fost aleasă din intervalul [0,20; 0,25] ţinându-se cont atât de valoarea acestuia la modelul similar dar si de valoarea ariei transversale care situează autoturismul in categoria automobilelor sport.
d) Determinarea randamentului transmisiei
Puterea dezvoltată de motor este transmisă la roţile motoare prin intermediul transmisiei pentru a propulsa autovehiculul. Întotdeauna acest fenomen are loc cu pierderi prin frecare la nivelul transmisiei,pierderi ce sunt caracterizate de ηt-randamentul transmisiei. Valoarea adoptată pentru acesta este ηt=0,29.
Cele mai mari pierderi sunt datorate frecarilor roţilor dinţate existente în transmisie. Randamentul cutiei de viteze creste odată cu momentul transmis şi scade odată cu creşterea turatiei.Valoarea randamentului transmisiei diferă de la caz la caz,acestă valoare aleasă fiind o valoare medie constantă.
4.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare, in functie de viteza automobilului
In miscarea sa, autovehiculul interactioneaza cu mediul inconjurator si cu drumul, rezultand forte care se opun deplasarii acestuia. Aceste forte sunt considerate rezistente la inaintare, iar cu ajutorul lor se pot stabili si studia ecuatiile de miscare a autovehiculului, pentru cazul general, al vitezelor variabile.
Exista astfel mai multe tipuri de rezistente la inaintare. Rezistentele sunt datorate interactiunii autovehiculului cu drumul si mediul inconjurator sunt: rezistenta la rulare, rezistenta la panta si rezistenta aerului. Forta de inertie ce apare in deplasarea autovehiculelor este considerate tot ca o rezistenta la inaintare si se numeste rezistenta la demarare sau rezistenta la accelerare. In calculele ce urmeaza, insa, ea nu apare in bilantul de puteri la roata deoarece se considera un regim uniform de miscare (fara accelerare).
Se vor calcula in continuare aceste rezistente pentru mai multe situatii:
Pentru calculul rezistentei la rulare vor fi analizate situatiile deplasarii in palier (αp=0) si cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat pmax=8% cu αp=arctg(0,08)=4,57⁰=4⁰34’26”;
Pentru calculul rezistentei la panta vor fi considerate aceleasi situatii ca mai inainte; Pentru calculul rezistentei aerului o sa fie considerata situatia: deplasarea autovehiculului
cand nu bate vantul (Vv=0km/h).
. Pentru rezistenta efectiva la rulare se foloseste relatia:
Rrul=f (V )∙ Ga ∙cos α p [daN] (3.3)unde apar:
Rrul reprezinta rezistenta la rulare; f reprezinta coeficientul rezistentei la rulare; Ga reprezinta greutatea totala a autovehiculului, exprimata in daN; α p reprezinta unghiul pantei pe care se deplaseaza autovehiculul.
Pentru calculul puterii necesara pentru invingerea rezistentei la rulare estefolosita relatia:
Prul=f (V ) ∙Ga ∙ cosα p ∙ V
360[kW ] (3.4)
unde Prul reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la rulare a pneurilor si este exprimata in kW.
Pentru calculul rezistentei la panta se foloseste relatia:Rp=Ga∙ sin α p[daN ] (3.5)
Puterea necesara pentru invingerea acestei rezistente se calculeaza astfel:
Pp=Ga ∙ sin α p ∙V
360[kW ] (3.6)
Rezistenta aerului se calculeaza cu urmatoarea formula:
Ra=k ∙ A ∙V x
2
13[daN ] (3.7)
unde: Ra reprezinta rezistenta aerului, rezultata in daN; k=0,06125∙Cx reprezinta coeficientul aerodinamic; A reprezinta aria sectiunii transversal a autovehiculului; Vx=V+Vv∙cosαv [km/h] reprezinta viteza totala relativa a vantului fata de autovehicul.
In aceasta formula V reprezinta viteza autovehiculului, Vv reprezinta viteza vantului, iar αv reprezinta unghiul facut de directia pe care bate vantul si directia pe care se deplaseaza autovehicului (in cazul de fata vom avea αv=0⁰)
Puterea necesara invingerii rezistentei aerului se poate calcula cu relatia:
Pa=k ∙ A ∙V x
2∙ V4680
[kW ] (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%
V f(V) Rrul Rp0 Ra ΣR Prul Pp
0 Pa ΣP
[km/h] [-] [daN] [daN] [daN] [daN] [kW] [kW] [kW] [kW]0 0.01836 31 0 0 31 0 0 0 0
10 0.018202
30 0 0.186162
31 0.845702
0 0.005171
0.850873
20 0.018104
30 0 0.744649
31 1.682241
0 0.041369
1.72361
30 0.018064
30 0 1.675461
32 2.517856
0 0.139622
2.657478
40 0.018084
30 0 2.978597
33 3.360802
0 0.330955
3.691758
50 0.018163
30 0 4.654058
35 4.219285
0 0.646397
4.865682
60 0.0183 31 0 6.70184 37 5.10155 0 1.11697 6.21853
70 0.018497
31 0 9.121953
40 6.015886
0 1.773713
7.789599
80 0.018754
31 0 11.91439
43 6.970488
0 2.647642
9.61813
90 0.019069
32 0 15.07915
47 7.973559
0 3.769787
11.74335
100 0.019443
33 0 18.61623
51 9.033414
0 5.171175
14.20459
110 0.01987 33 0 22.5256 56 10.1582 0 6.88283 17.0410
6 4 6 4 9120 0.02036
934 0 26.8073
761 11.3563
20 8.93579
120.2921
1130 0.0209
235 0 31.4614
366 12.6358
40 11.3610
723.9969
2140 0.0215
3136 0 36.4878
173 14.0050
70 14.1897 28.1947
7150 0.0222
0137 0 41.8865
279 15.4722
20 17.4527
232.9249
4160 0.0229
338 0 47.6575
586 17.0455
50 21.1811
338.2266
9170 0.0237
1840 0 53.8009
193 18.7333
80 25.4059
844.1393
6180 0.0245
6541 0 60.3165
9101 20.5437
70 30.1582
950.7020
6190 0.0254
7143 0 67.2045
9110 22.4850
50 35.4690
957.9541
4200 0.0264
3744 0 74.4649
2119 24.5655
50 41.3694 65.9349
5210 0.0274
6146 0 82.0975
8128 26.7934
20 47.8902
574.6836
7220 0.0285
4548 0 90.1025
6138 29.1767
90 55.0626
784.2394
7230 0.0296
8750 0 98.4798
6148 31.7241
10 62.9176
994.6418
236 0.030401
51 0 103.685 155 33.33458
0 67.97125
101.3058
Grafic 4.2 Variatia cu viteza a rezistentelor la rulare, a aerului si sumei rezistentelor pentru panta de 0%
0 50 100 150 200 2500
50
100
150
200
250
300
350
Rrul
Ra
ΣR
V[km/h]
R[d
aN]
Grafic 4.3 Variatia cu viteza a puterilor necesare invingerii rezistentei la rulare, a aerului si sumei puterilor pemtru panta de 0%.
0 50 100 150 200 2500
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
Prul
Pa
ΣP
V[km/h]
P[k
W]
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 ΣP[km/
h] [-] [daN] [daN] [daN] [daN] [kW] [kW] [kW] [kW]0 0.01836 31 133 0 164 0 0 0 0
100.01820
2 30 1330.18616
2 1640.84301
33.70189
30.00517
14.55007
7
200.01810
4 30 1330.74464
9 1641.67689
37.40378
60.04136
99.12204
8
300.01806
4 30 1331.67546
1 1652.50985
111.1056
80.13962
213.7551
5
400.01808
4 30 1332.97859
7 1663.35011
814.8075
70.33095
518.4886
4
500.01816
3 30 1334.65405
8 1684.20587
118.5094
70.64639
723.3617
3
60 0.0183 31 1336.70184
3 1705.08533
822.2113
61.11697
428.4136
70.01849
7 31 1339.12195
3 173 5.9967625.9132
51.77371
333.6837
20.01875
4 31 13311.9143
9 1766.94832
729.6151
42.64764
239.2111
10.01906
9 32 13315.0791
5 1807.94820
933.3170
43.76978
745.0350
30.01944
3 32 13318.6162
3 1849.00469
537.0189
35.17117
5 51.1948
1100.01987
6 33 13322.5256
4 18910.1259
640.7208
26.88283
457.7296
2
1200.02036
9 34 13326.8073
7 19411.3202
144.4227
28.93579
164.6787
2
130 0.02092 35 13331.4614
3 20012.5956
748.1246
111.3610
772.0813
5
1400.02153
1 36 13336.4878
1 20613.9605
4 51.8265 14.189779.9767
5
1500.02220
1 37 13341.8865
2 21215.4230
3 55.528417.4527
288.4041
5
160 0.02293 38 13347.6575
5 21916.9913
659.2302
921.1811
397.4027
9
1700.02371
8 40 13353.8009
1 22718.6738
262.9321
825.4059
8 107.012
1800.02456
5 41 13360.3165
9 23520.4784
666.6340
830.1582
9117.270
8190 0.02547 42 133 67.2045 243 22.4135 70.3359 35.4690 128.218
1 9 7 7 9 6
2000.02643
7 44 13374.4649
2 25224.4874
574.0378
6 41.3694139.894
7
2100.02746
1 46 13382.0975
8 26126.7082
377.7397
547.8902
5152.338
2
2200.02854
5 48 13390.1025
6 27129.0840
381.4416
555.0626
7165.588
4
2300.02968
7 49 13398.4798
6 28131.6232
585.1435
462.9176
9179.684
5
2360.03040
1 51 133 103.685 28833.2286
187.3646
867.9712
5188.564
5
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 2500
50
100
150
200
250
300
350
Rrul
Ra
ΣR
Rp
V[km/h]
R[d
aN]
Grafic 3.5 Variatia cu viteza a puterilor necesare invingerii rezistentei la rulare, la panta, a aerului si sumei puterilor pentru panta de 8%.
0 50 100 150 200 2500
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
Prul
Pa
ΣP
Pp
V[km/h]
P[k
W]
Cap.5 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului.Alegerea motorului autovehiculului impus prin tema
5.1 Predeterminarea caracteristicii exterioare a motorului din condiţia de viteză maximă în palier
Se impune prin temă o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului în treapta de viteze cea mai rapidă în palier. Pentru a avea o anumită acoperire din punct de vedere al puterii, se admite că atingerea lui V max se obţine pe o pantă foarte mică p0=(0,05…0,3)%, rezultând în acest fel o putere maximă Pmax ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier p0
=0.Pentru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata :
Pr=ηt ∙ P=Prul+ Pp+Pa+Pd (5.1)
unde: Pr reprezinta puterea disponibila la roata; Prul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a autovehiculului; Pp reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei; Pa reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; Pd reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a autovehiculului.
Din conditia ca V=Vmax rezulta:dVdt
=0, de unde rezulta ca Rd=0 si implicit Pd=0.
Facand inlocuirile in formula (5.1) rezulta:
ηt ∙ P=f (V max) ∙Ga ∙ cosα p 0 ∙ V max
360+
Ga ∙ sin α p 0∙ V max
360+
k ∙ A ∙ V max3
4680 (5.2)
unde: f ¿)=f (236km/h)=0,027 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare corespunzator
vitezei maxime; Ga=1705 daN reprezinta greutatea autovehiculului; αp0=arctg(0,00175)=0,1o calculate pentru p0 din intervalul 0,05…0.3%, reprezinta o mica
panta considerate la deplasarea autovehiculului; Cunoscand toti termenii, din relatia (5.2) se poate determina P=PVmax:
PVmax=P1
ηt (5.3)
unde P1 reprezinta termenul drept al relatiei (5.2). In consecinta, vom avea:
PVmax=0,027 ∙ 1705 ∙cos 0,1° ∙ 236
360+ 1705 ∙ sin 0,1° ∙236
360+ 0,02 ∙1,796 ∙2363
46800,92
=143 kW
unde:ηt=0,92;
k=0,06125∙Cx
In continuare vom calcula coeficientul de adaptabilitate si coeficientul deelasticitate al motorului necesar, folosind metoda intervalului de incredere aplicata pe valorile cunoscute de la motoarele modelelor similar
ca=M max
M p
(5.4)
ce=nM
np (5.5)
Tab 5.1 – Coeficientii deelasticitate si adaptabilitate
la modele similare
Alfa Romeo spider Bmw Z4 Audi TT
Honda S2000
Mazda Mx-5
Opel GT
Opel Tigra
Twintop
Mercedes SLK
Mmax 225 230 250 208 188 350 165 250Pmax 120 136 150 179 118 194 92 100Nm 4560 4500 5400 7500 5000 4500 4600 5000Np 5700 6500 6400 8300 7000 5250 6000 5500Ca 1,2 1,151 1,116 1,01 1,168 0,991 1,126 1,44Ce 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=Nms-1=8-1=7 (unde Nms=8 reprezinta numarul de modele similare la care s-au putut calcula cei doi coeficienti)
Folosind formula |Cales−C|<t (P; k )∙Sc
√ Nms
s-au obtinut in final intervalele de incredere
pentru cei doi coeficienti:
Ca (0,99...1,44) (5.6)Ce (0,69...0,95) (5.7)
Tinand cont si de valorile acestor parametrii pentru motorul ce echipeaza modelul 8 (ales ca fiind reprezentativ) s-au adoptat valorile:
Ca=1,12 si Ce=0,8Pentru trasarea caracteristicii exterioare se va folosi formula:
P=Pmax[(αα ' )( n
np)+( β
β' )( nnp
)2
−( γγ ')( n
n p)
3](kW ) (5.8)
unde: Pmax reprezinta puterea maxima a motorului pe caracteristica externa; np reprezinta turatia la puterea maxima; α, β si γ sunt niste coeficienti de forma corespunzatori turatiilor joase; α’, β’ si γ’ sunt coeficientii de forma corespunzatori turatiilor ridicate.
α=ce
2−ca(2ce−1)(ce−1)2 =
0.82−1.12 ∙(2 ∙ 0.8−1)(0.8−1)2 =0.55
β=2 ce(ca−1)(ce−1)2 =
2 ∙0.8 ∙(1.12−1)(0.8−1)2 =1.55
γ=ca−1
(ce−1)2 =1.12−1(0.8−1)2 =1.11
α '=2ce
2−3 ce+ca
(ce−1)2 =2 ∙0.82−3 ∙ 0.8+1.12(0.8−1)2 =−0.22
β '=3−2 ca−ce
2
(ce−1)2 =3−2 ∙1.12−0.82
(0.8−1)2 =3.44
γ '=2−(ca+ce)(ce−1)2 =
2−(1.12+0.8)(0.8−1)2
=2.22
Alegand si valoarea raportului ζ=nv max
np
=1.1 din intervalul recomandat pentru motoarele
MAS, ζ=1,05...1,25, putem calcula f p ( ζ ) pentru turatii ridicate (unde se gaseste practic si turatia de viteza maxima
f p ( ζ )=α ∙ζ + β ∙ ζ 2−γ ∙ ζ 3=0,55 ∙ 1,1+1.55∙1,12−1.11 ∙ 1,13=1.003
Se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic, din relatia : PVmax=Pmax*f p( nv max
np)
Pentru stabilirea valorii turatiei de putere maxima,np,se tine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, in special de cele ale caror putere maxima este foarte apropiata de cea calculata anterior.Se considera np= 5500 rot/min
Intervalul de variatie al turatiilor motorului (nmin , nmax), este următorul:
n (1100, 6600)rot/min
unde nmin=0.2 ∙5500=1100 rot/min. nmax=1,2* np=6600 rot/min
P=Pmax[(αα ' )( n
np)+( β
β' )( nnp
)2
−( γγ ')( n
n p)
3](kW )
Pentru V=Vmax, motorul va avea turatia nVmax si obtinem relatia: PVmax=Pmax*f p( nv max
np)(5.9)
Folosind aceasta relatie, se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic:
Pmax¿143.51.003
=143 kW
M=955.5 ∙Pn
(daNm) (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 36.19
P [kw] 16.44
19.35 28.02 49.95 66.07 74.97 83.05 90.02 100
M [daNm] 11.90
12.33 13.39 14.95 15.78 15.91 15.87 15.63 14.47
Caracteristica Modelului similar 1
1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000
50
100
150
200
250
300
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
P[kW]M[daNm]
n[rot/min]
Caracteristica Modelului similar 2
1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000
20
40
60
80
100
120
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
P[kW]M[daNm]
n[rot/min]\
5.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii la sarcina totala
În vederea alegerii motorului ce va echipa autoturismul de proiectat, se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala si se vor alege motoarele de la două dintre modelele similare prezentate la capitolul 1.
Pentru a trasa caracteristicile relative de putere ale motoarelor alese si a motorului calculat se
calculeaza puterile raportate P1
Pmax 1
,P2
Pmax 2
,P
Pmax si de asemenea turatiile raportate n1
nP 1
,n2
nP 2
,nnP . Acestea
au la baza dependenta:Pex
Pmax
=f ( nnp
) (5.10)
Tabel 5.3 . Valorile pentru modelarea caracteristicii motorului ideal
Caracteristica motorului ideal
1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000
20
40
60
80
100
120
140
160
0
5
10
15
20
25
P[kW]M[daNm]
n[rot/min]
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
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
0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.10
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
n/np
P/Pm
ax
In functie de pozitia ocupata de curbele caracteristicilor relative modelelor similare de motoare fata de motorul teoretic se face alegerea motorului care poseda o rezerva de putere mai mare.
Valorile caracteristicilor relative ale modelelor de motoare similare si motorul teoretic sunt prezentate in tabelul 5.5
Tabel 5.5
n/nP 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
0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.10
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
motor 1motor 2motor 0
n/np
P/Pm
ax
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.
Tabel 5.7 Valorile necesare determinarii caracteristicii modelului ales
n[rot/min] 1320 1500 2000 3000 4000 4500 5000 5500 6600P [kW] 10.4 13.1480 21.982 43.200 65.670 76.07 85.21 92.592 100
M [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
1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000
20
40
60
80
100
120
0
2
4
6
8
10
12
14
16
18
P [kW]M [daNm]
n[rot/min]
Capitolul 6. Derminarea raportului de transmitere al transmisiei principale şi al primei trepte a schimbătorului de viteze
6.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale.
Viteza maximă a automobilului prescrisă în tema de proiectare se obţine în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze.
Dacă soluţia de schimbător de viteze adoptat pentru automobilul de proiectat este schimbător cu trei arbori, atunci viteza maximă se atinge în treapta de priză directă, iar dacă schimbătorul este cu doi arbori atunci viteza maximă se atinge intr-o treapta similarăprizei directe cu raport de transmitere apropriat de unitate.
Pentru stabilirea tipului de schimbător de viteze ce se va adopta pentru automobilului de proiectat se vor studia modele similare pentru a stabili cu ce tipuri de schimbătoare de viteze au fost echipate.
Se va face o analiză asupra tipulului de schimbător ce poate echipa automobilul.Această analiză constă în evidenţierea influenţei tipului de schimbător de viteze asupra performanţelor automobilului, adică în alegere raportului iSN.
Se ştie că: V=0.377 ⋅rr ⋅ n
i0 ⋅ isk[ km
h ] (6.1)
iar pentru viteza maximă relaţia devine: V max=0.377 ⋅rr ⋅nVmax
i0 ⋅ iSN[ km
h ] (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
(i0)pred=0.377 ⋅rr ∙ nVmax
iSN ⋅V max (6.3)
unde :nVmax=ζ ∙ nP (6.4)
nVmax=ζ ∙ nP=1.05 ⋅6600=6930rot /min
Conform relaţiei (6.3) rezultă
- Pentru schimbătorul cu doi arbori (i0)pred=0.377 ⋅rr ∙ nVmax
iSN ⋅V max
=3.14
Deoarece i0pred< 7 rezultă că transmisia principala folosită va fi una simplă
Pentru definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale se alege un număr de dinţi pentru pinionul de atac al transmisiei principale, care este dependent de raportul de transmitere. Pentru aceasta se vor alege trei perechi de numere de dinţi pentru pinionul de atac.Valorile rapoartelor de transmitere efective şi numarul de dinţi sunt date în tabelul 6.1.
Tabel 6.1
Tip schimbător Schimbător cu doi arbori
Nr. crt
Numar dinţi
pinion (Zp)
Număr dinţi
coroană (Zc) i0pred ief εi[%]
1 15 47
3.14528
3.133333 -0.37983
2 11 353.18181
8 1.1616843 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 50 100 150 200 2500
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
raport predeterminatraport de 2.66raport de 2.72raport de 2.7Prez0
V [km/h]
Prez
;Pr [
kw]
Deoarece automobilul este organizat după soluţia totul faţă, schimbătorul de viteze care se va adopta este unul cu doi arbori,iar transmisia principală este transmisie cilindrică simplă, având raportul de transmitere i0=1 reprezentată în fig 6.1.
Figura 6.1
6.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze
Atunci când automobilul rulează pe drum cu viteză constantă , atunci când e cuplată trepta de priză directă sau similara acesteia, el poate urca o anumită pantă maximă pdmax.Viteza corespunzătoare acestei pante reprezintă viteza critică în acesta treaptă.
Aşadar automobilele nu se pot deplasa cu pantă mare dacă ar fi cuplată treapta de priză directă sau similara acesteia.Pentru ca autovehiculul să se poată deplasa pe diferite drumuri sau pante diferite trebuie să crească forţa de tracţiune la roată.Acest lucru se poate realiza dacă se foloseşte un reductor care să mărească raportul de transmitere total al transmisiei.Întrucât rezistenţele la înaintare variază între valoare minimă şi valoare maximă şi raportul de transmiter al acestuia trebuie să se varieze pentru a pune în concordanţă forţa de tracţiune cu rezistenţele la înaintare şi a asigura anumite regimuri optime de funcţionare ale motorului. Acest reductor cu raport de transmitere variabil se numeşte schimbător de viteze.
Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze utilizând următoarele criterii:
1. Criteriul învingerii pantei maxime impuse în temă.2. Criteriul deplasării în palier, pe drum modernizat, cu o viteză minimă stabilă.3. Criteriul solicitării ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.
6.2.1Determinarea lui iS1 din condiţia de pantă maximă.
La determinarea acestui raport se pune condiţia ca urcarea pantei maxime, pmax, să se facă cu viteză constantă, redusă.
Din bilanţul de tracţiune se obţine relaţia:
iS 1=Ψ max ∙ Ga ∙ rd
M max ∙i0 ∙η t (6.5)
în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează cu relaţia:
Ψ max≅ f (0 ) ∙ cosα pmax+sinα pmaxunde α pmax=arctg ( pmax)
(6.6)
Ψ max≅ f (0 ) ∙ cosα pmax+sinα pmax=0.91
iS 1=Ψ max ∙ Ga ∙ rd
M max ∙i0 ∙η t
=2.39
6.2.2 Determinarea lui iS1 din condiţia de viteză minimă stabilă
Considerarea acestui criteriu are în vedere regimul uniform de mişcare pe un drum modernizat în palier.Utilizând această condiţie , valoarea acestui raport este dată de relaţia:
iS 1=0.377 ∙rr ∙ nmin
i0∙ V min
(6.7)
unde Vmin =6..10 km/h şi nmin=0.2 nP
nmin=0.2 ∙6400=1320 rot /min Vmin=10 km/h
iS 1=0.377 ∙rr ∙ nmin
i0∙ V min
=4.7
6.2.3 Determinarea lui iS1 după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc
Solicitările ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa la pornirea de pe loc.Luând în considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, în cazul deplasării pe un drum în palier, de efectul valorii turaţiei iniţiale a motorului, n0 şi de mărimea puterii specifice, Psp, se obţine următoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:
iS 1=0.11 ∙iSN
ζ∙ n0 ⋅V max ⋅√ ka
nP ⋅Ca⋅P sp
⋅ 1μ
(6.8)
unde n0=1500+nM
3ka=1.23 μ=
L sp
M sp (6.9)
n0=1500+nM
3=1500+ 5000
3=3160 rot /min μ=
Lsp
M sp
=950
iS 1=0.11 ∙iSN
ζ∙ n0 ⋅V max ⋅√ ka
nP ⋅Ca⋅P sp
⋅ 1μ=1.01
În urma determinării raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze, utilizând criteriile amintite, valoarea lui iS1 în toate cele trei cazuri este aproape identică, o foate mică diferenţă fiind în cazul criteriului de urcare a pantei maxime.
În concluzie valoare adoptată pentru raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze iS1=1.
1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta.
Pentru a transmite fluxul de putere şi cuplul de la motor la transmisie şi implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care să întrerupă acest flux energetic.Acest rol este îndeplinit de ambreiaj.
Ambreiajul serveşte cuplarea temporară şi la cuplarea progresivă a motorului cu transmisia. Decuplarea motorului de transmisie e necesară în următoarele cazuri:
- Pornirea din loc a automobilului;- În timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbătorului de viteză;- La frânarea automobilului;- La oprirea automobilului cu motorul pornit;
Cuplarea progresivă a motorului cu transmisia este necesară în cazurile următoare:- La pornirea din loc a automobilului;- După schimbarea treptelor de viteză;
Pentru funcţionare, ambreiajul trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:- Să permită decuplarea rapidă şi completă a motorului de transmisie, pentru o schimbare a
treptelor fără şocuri;- Decuplarea să se facă cu eforturi reduse din partea conducătorului fără o cursă mare la
pedală;- Să asigure o cuplare progresivă a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii bruşte a
automobilului;- Să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă între motor şi transmisie;Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, în funcţie de principiul de
funcţionare.Acestea sunt:- Ambreiaje mecanice (cu fricţiune);- Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje);- Ambreiaje electromagnetice;- Ambreiaje combinate;
Cele mai răspândite ambreiaje pe automobile sunt cele mecanice (cu fricţiune).la care legătura dintre partea condusă şi cea conducătoare se realizaeză prin forţa de frecare.
Părţile constructive ale ambreiajului sunt:
1. Partea conducătoare – partea montată pe volantul motorului. Cuprinde:
a) Carcasa interioară a ambreiajului;b) Placa de presiune;c) Arcul de presiune.
2. Partea condusă – partea care este în legătură directă cu arborele primar al schimbătorului de viteză.
Cuprinde:a) Discul condus al ambreiajului;b) Arborele ambreiajului.
3. Sistemul de acţionare sau comandă – care cuprinde:I. Sistemul interior de acţionare format din:
a) Pârghii de debreiere;b) Inelul de debreiere;c) Rulmentul de debreiere;
d) Furca ambreiajului.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 ambreiajele mecanice cu arcuri periferice, cu arc diafragmă şi ambreiaje cu arc central.
Pentru a se decide ce tip de ambreiaj va echipa automobilul, se vor analiza modele de automobil similare din punct de vedere al tipului de ambreiaj cu care au fost echipate.
Pe lângă analiza modelelor similare de automobil, se va face şi o analiză a doua ambreiaje din punt de vedere al construcţiei şi a funcţionării.
Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influenţat de momentul motor transmis, tipul acţionării (mecanic, hidraulic), tipul frecării (uscat,umed), etc.
1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelor mecanice
A. Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice.
Este foarte răspândit acest tip de ambreiaj atât la camoiane cât şi la autoturisme, datorită greutăţii reduse cât şi simplităţii constructive. Reprezentat în fig. 1.
Fig. 2 Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice.
1-volant; 2-disc ambreiaj; 3-placă de presiune; 4,5- ax; 6-pârghie de debreiere; 7-manşon; 8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10-garnitură termoizolantă; 11-carcasă; 12-
orificii practicate în volant.
Utilizarea acestui ambreiaj este recomandată în cazul în care momentul transmis nu depăşeşte 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este că foloseşte două rânduri de arcuri de presiune, asfel se obţine o forţă de apăsare mai mare cu arcuri mai puţin rigide.
B. Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central de tip diafragmă.
Acest tip de ambreiaj este foarte răspândit astăzi în rândul automobilelor, datorită următoarelelor particularităţi:
- acţionarea ambreiajului este mai uşoară deoarece forţa necesară decuplării este mai mică la acest tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară;
- forţa cu care arcul diafragmă acţionează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă;
Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în fig. 2.
Fig.2. Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arc central1-flanşă arbore cotit; 2-bucşă de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcasă
ambreiaj; 6-coroană dinţată volant; 7-garnituri disc ambreiaj; 8 - placă disc ambreiaj;9-arcuri elicoidale; 10-diafragmă; 11-rulment presiune; 12-şurub fixare;
13 – şuruburi; 14- etanşare; 15 -furcă; 16-nit diafragmă.
Datorită avantajelor pe care le prezintă arcul diafragmă, în ultimul timp a ajuns să fie utilizat foarte mult pe autoturisme.
2. Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului
În starea cuplat, discul condus este legat cinematic de restul transmisie prin intermediul arborelui ambreiajului, amplasat între volant şi placa de presiune, placa de presiune fiind apăsată de către arcul diafragmă. Ambreiajul transmite momentul motor la schimbătorul de viteze, moment care depinde:
- Coeficientul de frecare dintre suprafeţele de contact;- Presiunea de contact;- Numărul suprafeţelor de contact;- Diametrul discului condus;
În timpul funcţionării suprafeţele de frecare sunt supuse uzurii, pentru ca ambreiajul să transmită momentul şi în cazul uzurii suprafeţelor de frecare la dimensionarea discului ambreiaj se adoptă un moment mai mare decât momentul maxim al motorului, numit moment de calcul al ambreiajului:
M c=β ⋅M max (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:
M c=β ⋅M max=1.5 ⋅130=375 Nm .
Diametrul garniturii de frecare a ambreiajului este dat de formula :
D=2 Re=2 ∙ 3√ 2 ⋅M c
π ⋅ p0⋅ μ ⋅ i ⋅ (1−c2 ) ∙(1+c )=2∙ 3√ 2 ⋅375000
π ⋅0.25 ⋅0.3 ⋅2⋅ (1−0.752 ) ⋅(1+0.75)=255 mm
(2.2)unde:
- presiunea de contact p0=0.25 Mpa;- coeficientul de frecare µ=0.3;- numărul suprafeţelor de frecare i=2;- raza exterioară a garniturii de frecare Re.
- c=Ri
Re s-a ales c=0.75.
D=2 Re⇒Re=D2
=2552
=127.5 mm , R i≅ 0.75 ⋅Re=0.75 ∙127.5=95 mm . (2.3)
Se adoptă Re=130 mm şi Ri=95 mm.
Se calculează raza medie:Rm=23⋅
Re3−Ri
3
Re2−Ri
2 =23⋅ 1303−953
1302−952=113 mm
(2.4)
Forţa de apăsare, pe discul condus , este:
F=M c
Rm∙ µ∙ i= 375000
84 ∙ 0.3∙ 2=5530 N
(2.5)
Atunci presiunea p0 este:
p0=F
π ∙(Re2−Ri
2)= 5530
π ∙(1302−952)=0.223 MPa
(2.6)
Momentul rezistent la pornirea din loc redus la arborele ambreiajului este dat de relaţia:
M p=(G a+G r)⋅rr ∙ Ψ
it ⋅ ηt
=1705⋅ 9.81⋅ 0.29∙ 0.10.92 ⋅1 ∙2.39
=220 Nm
(2.7)
unde : - coeficientul de rezistentţă specifică a drumului Ψ=0.1;- raportul de transmitere al transmisiei formate din transmisia principală şi prima treaptă a
schimbătorului de viteză it=1;- randamentul transmisiei ηt=0.92;- greutatea remorcii se consideră Gr=0.
Aria suprafeţelor de frecare este: A=π ⋅ ( Re2−Ri
2 )=π ∙ (1302−952 )=24740 mm2 (2.8)Ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă momentul de calcul (2.1) este egal cu
momentul definit de relaţia:
M c=β ⋅M max=i ∙ p0 ∙ μ ⋅ π ⋅ℜ+Ri
2⋅ (Re
2−R i2)=2 ∙ 0.223∙ 0.3 ∙ π ⋅
130+952
⋅ (1302−95
2 )=373 Nm
(2.9)
Cele doua valori obtinuite in relatiile 2.9 si 2.1 sunt aproximativ egale astfel ambreiajul se considera correct dimensionat.
Lucrul mecanic de frecare este dat de relaţia:
L=π ∙n ∙ rr
2
30 ⋅ is2⋅ i0
2 ∙(ma ∙2 ⋅ π ⋅ n7200
+Ga
2 ∙ψk
+23⋅Ga ∙ψ ⋅√ 2 ∙Ga⋅ π ⋅n
k ⋅ g ⋅30 ) (2.12)unde:
- n - turaţia motorului la pornire se consideră 500..600 rot/min;- k – coeficient de creştere al momentului în timpul cuplării se consideră 30..50 daNm/s;- ψ – coeficientul de rezisenţă a drumului se consideră 0.1;
Pentru ambreiajul de calculat se consideră:- n=600 rot/min;- k=40 daNm/s;
Deci lucrul mecanic de frecare este:
L=π ∙n ∙ rr
2
30 ⋅ is2⋅ i0
2 ∙¿
Lucrul mecanic specific este:
q= LA
=39710247.4
=16,05daN
cm2 (2.13)
Ambreiajul se verifică la încălzire. Verificarea la încălzire a pieselor ambreiajului se face calculând creşterea de temperatură cu relaţia:
Δ τ= α ∙ Lc ⋅m
(2.14) unde:
- α-coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea piesei;
- c-căldura specifică a piesei ce se verifică;- m-greutatea piesei care se verifică;
Pentru ambreiajul monodisc coeficientul α =0.5, c=500 J/kg0C
Rezultă: Δ τ= α ∙ Lc ⋅m
=0.5 ⋅39710500 ⋅3
=13,230C
Pentru automobile Δ τ=80÷ 150 C .
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 cu tăieturi după generatoare.
Arcul fără tăieturi după generatoare sau arcul continuu este un arc foarte rigid, de aceea pentru mărirea elasticităţii se foloseşte arcul diafragmă cu tăieturi după generatoare.
Caracteristica arcului diafragmă, pentru raportul √2< Hh
<2, are porţiuni de rigiditate negativă
(la creşterea săgeţii la comprimare forţa scade). Astfel arcurile diafragmă sunt cele mai răspândite 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;- diametrul interior d3.
Solicitările maxime obţinute ȋn arc sunt următoarele:- ȋn arc momentul radial M1 dat de forţele F , Q şi forţa tăietoare T1 :
M 1=F2⋅ ( d1−d2 ) unde F−forţa deambreiere (2.15)
- ȋn pârghiii momentul ȋncovoietor M2 şi forţa tăietoare T2 :
M 2=Q2⋅ (d2−d3 )= F
2⋅ (d1−d2 ) Q−forţade debreiere (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 M 1=F2⋅ ( d1−d2 )=5530
2∙ (175−135 )=77 Nm
- forţa de debreiere Q=F ⋅d1−d2
d2−d3
=3869∙175−135135−35
=1548 N
Forţa F determină ȋn secţiunile arcului eforturi unitare axiale σt . Deoarece celelalte eforturi ce apar ȋn arc sunt neglijabile ȋn raport cu efortul σt , atunci calculul de rezistenţă se face numai pentru acest effort unitar, folosind relaţia:
σ t=4 ∙ E ⋅ f
(1−µ2)⋅k1 ⋅d12⋅ [k 2⋅(h− f
2 )+k3⋅ s ]≤ σ t=20 MPa (2.17)
unde:- E – modulul de elasticitate al materialului;- µ - coeficientul lui Poisson;- f – deformaţia arcului ȋn dreptul diametrului d2;- s – grosimea discului;- k1, k2, k3 – coeficienţi de formă ce au relaţiile;
k 1=1π
∙(1−
d2
d1)
2
d1+d2
d1−d2
− 2
lnd1
d2
=1π
∙(1−135
175 )2
175+135175−135
− 2
ln175135
=0.385
(2.18)
k 2=6
π ⋅ lnd1
d2
⋅(d1
d2
−1
lnd1
d2
−1)= 6
π ⋅ ln175135
⋅(175135
−1
ln175135
−1)=1.043
(2.19)
k 3=
3
π ⋅ lnd1
d2
⋅( d1
d2
−1)= 3
π ⋅ ln 175135
⋅( 175135
−1)=1.09 (2.20)
Pe baza relaţiilor rezultă efortul unitar maxim:
σ tmax=4 ∙ E ⋅ f
(1−µ2)⋅ k1⋅ d12⋅ [k2 ⋅(h− f
2 )+k 3⋅ s]= 4 ∙21000 ⋅2(1−0.32)⋅0.385 ⋅1752
⋅ [1.043 ⋅(5−52 )+1.09 ⋅2]=20 MPa
unde s-au considerat:- h=5 mm;
- s= 2 mm;- f=h=5 mm
Pentru calculul deformaţiilor ȋn timpul debreierii se folosesc următoarele relaţii:q=q1+q2
unde:
- q1=f ⋅d2−d3
d1−d2
=5 ⋅ 135−35175−135
=12.5 mm
- q2=ψ ⋅Q ⋅(d2−d3)
3
24 ⋅ z ⋅E ⋅ I=
1.315 ⋅1548 ⋅(135−35)3
24 ⋅18 ⋅21000 ⋅6.667=33.65 mm
unde s-au considerat:- coeficient de formă al lamelei Ψ=1.315;- numărul de pârghii z;
- momentul de inerţie al secţiunii lamelei I=b ⋅s3
12=10 ∙ 23
12=6.667 mm4
Atunci deformaţia ȋn timpul debreierii este: q=q1+q2=12.5+33.65=46.15 mm
Deformaţia arcului ȋncărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferinţele de diametre d1 şi d2 se face după relaţia:
F= 4 ∙ E ∙ s ∙ f
(1−µ2)⋅ k1⋅ d12⋅ [ (h−f ) ⋅(h− f
2 )+s2] (2.21)
Aceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului ȋn timpul cuplării. Pentru trasarea acestei caracteristici deformaţia arcului se va varia de la 0 până la 1.7h. Datele se vor centraliza ȋn tabelul II.1, şi se va trasa caracteristica elastică a arcului.
Tabel II.1
0 1 2 3 4 5 6 7 8 90.00
100.00
200.00
300.00
400.00
500.00
600.00
Caracteristica de elasticitate a arcului
f [mm]
Forta
[N]
3.2 Calculul discului de presiune
Funcţional discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forţelor de presiune ale arcurilor de presiune pe suprafaţa de frecare. Este o componentă a părţii conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri şi masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului.
Predimensionarea discului de presiune se face din condiţia preluării căldurii revenite în timpul patinării ambreiajului.
Considerând discul de presiune un corp cilindric cu următroarele dimensiuni:- Raza exterioară red=Re+(3..5) mm (2.21)- Raza interioară rid=Ri-(3..5) mm (2.23)- Înălţimea discului hd
Pe baza acestor relaţii rezultă:- Raza exterioară red=Re+(3..5)=100+5=105 mm- Raza interioară rid=Ri-(3..5)=65-5=60 mm
- Înălţimea discului hd=L ∙ α
c ∙ π ⋅ ρ⋅ Δt ∙(r ed2 −rid
2 )= 26950 ⋅0.5
500 ⋅ π ⋅13 ⋅1.2 ∙(1052−602)=7.5 mm
(2.24 )
f [mm] F [N]0 0.00
0.5 198.661 344.47
1.5 443.312 501.05
2.5 523.563 516.71
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
unde:- ρ - masa specifică a discului de presiune; ρ=1.2 kg- c - căldura specifică a piesei ce se verifică; c=500 J/kg0C- Δ τ - creşterea de temperatură; Δ τ=130C- L - lucrul mecanic pierdut prin frecare;- red – raza exterioară a discului;- rid – raza interioară a discului;- α -coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea
piesei;
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:
ps=4 ⋅ β ⋅M m
z ⋅ l⋅ h⋅(de+d i)≤ psa=20..35
Nmm2
(2.25)
unde:- z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri;- l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =25 mm;- h – înălţimea canelurilor; se adoptă h=1.5 mm; - di - diametrul de fund ale canelurilor;- de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=23.5 mm;
Rezultă:
ps=4 ⋅ β ⋅Mm
z ⋅ l⋅ h⋅(de+d i)= 4 ⋅195000
27 ⋅25 ⋅1.5 ⋅(25+23.5)=16
Nmm2
Canelurile se mai verifică şi la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relaţia:
τ f=4 ⋅ β ⋅M m
z ⋅ l⋅b ⋅(de+d i)≤ τaf=20. .30
Nmm2 (2.26)
unde:- z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri;- l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =25 mm;- b – lăţimea canelurilor; se adoptă b=1.5 mm; - di - diametrul de fund ale canelurilor;- de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=23.5 mm;
Rezultă: τ f=4 ⋅ β ⋅M m
z ⋅ l⋅b ⋅(de+d i)= 4 ⋅195000
27 ⋅25 ⋅1.5 ⋅(25+23.5)=16
Nmm2
b) Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc
Discul condus se fixeză cu butucul prin intermediul unor nituri. Niturile sunt confecţionate din OL34 sau OL 38 şi au un diametru cuprins între 6..8 mm.
Niturile se verifică la strivire şi forfecare.Verificarea niturilor la forfecare se face după relaţia:
τ f=4 ⋅ β ⋅M m
rn⋅ zn ∙ An
≤ τ af=30N
mm2 (2.27)
unde:- rn - raza cercului pe care sunt dispuse niturile;- zn – numărul de nituri;- An - secţiunea tranversală a nitului;
Se alege diametrul nitului dn=6 mm, numărul de nituri zn=16 nituri, An=π ⋅dn
2
4=π ∙62
4=29 mm2,
rn=70 mm
Rezultă: τ f=4 ⋅ β ⋅M m
rn⋅ zn ∙ An
=4 ⋅19500016 ∙ 29 ⋅70
=25N
mm2
Verificarea la strivire se face după relaţia:
ps=4 ⋅ β ⋅M m
r n⋅ zn ⋅dn ∙ ln
≤ psa=80. .90N
mm2 (2.28)
unde:- rn - raza cercului pe care sunt dispuse niturile;- zn – numărul de nituri;- dn - diametrul nitului;- ln - lungimea părţii active a nitului;
Rezultă: ps=4 ⋅ β ⋅M m
r n⋅ zn ⋅dn ∙ ln
= 4 ∙19500070 ⋅15 ⋅6 ∙ 6
=20N
mm2
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
Acest calcul se face punând condiţia ca momentul Me care comprimă arcurile până la opritori să fie, în general egal cu momentul generat de forţa de aderenţă ale roţilor motoare ale automobilelor.
M e=m⋅G ∙r r ⋅φ
i0 ⋅ is 1
(2.29)unde:
- m ⋅G sarcina dinamică ce revine punţii motoare;- φ – coeficient de aderenţă φ=0.8 ;- rr - raza roţii de rulare;- i0 - raportul de transmitere al transmisiei principale;- is 1 – raportul de transmitere al primei trepte de viteză;
Rezultă: M e=m⋅G ∙r r ⋅φ
i0 ⋅ is 1
=8110 ∙0.29 ∙ 0.84.3 ∙3.03
=144 Nm.
Forţa Fe care solicită un arc este dată de relaţia: F e=M e
Ze ∙ Re
(2.30)
unde:- Ze - numărul arcurilor elementului elastic suplimentar; se adoptă Ze=6 arcuri;- Re - raza de dispunere a arcurilor; se adoptă Re=62 mm-
Rezultă: F e=M e
Ze ∙ Re
=1440006 ⋅62
=387 N .
Capetele arcurilor se spijină în ferestre executate în disc şi în butuc. Lungimea ferestrei lf se face mai mică cu 15..20% , astfel încât la montare arcurile se pretensionează.
Pentru dimensiunile ferestrelor se recomandă următoarele dimensiuni: lf=25..27 mm, Re
=40..60 mm, a=1.4..1.6 mm, înclinarea capetelor 1..1.50.
3.4 Calculul arborelui ambreiajului
Dimensionare arborelui ambreiajului se face din condiţia de rezistenţă la torsiune determinată de momentul motor.
Diametrul de predimensionare al arborelui este dat de relaţia:
d i=3√ β ⋅M m
0.2 ∙ τat
(2.31)
unde:d i- diametrul de fund al canelurilor;
τ at - efortul unitar admisibil la solicitarea de torsiune şi este cuprins între τ at=100 ÷ 120N
mm2 .
Rezultă diametrul d i=3√ β ⋅M m
0.2 ∙ τat
=3√ 1.5 ⋅1300000.2 ∙100
=22 mm Se adoptă d i=22 mm.
Atât canelurile arborelui şi cele ale butucului trebuie verficate la strivire. Verificarea la strivire în cazul ambreiajului monodisc se face după relaţia:
ps=4 ⋅ β ⋅Mm
z ⋅ l⋅ h⋅(de+d i)≤ psa=20..35
Nmm2 (2.32)
unde:- z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri;- l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =25 mm;- h – înălţimea canelurilor; se adoptă h=1.5 mm; - di - diametrul de fund ale canelurilor;- de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=23.5 mm;
Rezultă:
ps=4 ⋅ β ⋅M m
z ⋅ l⋅ h⋅(de+d i)= 4 ⋅195000
27 ⋅25 ⋅1.5 ⋅(25+23.5)=16
Nmm2
Canelurile se mai verifică şi la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relaţia:
τ f=4 ⋅ β ⋅Mm
z ⋅ l⋅b ⋅(de+d i)≤ τaf=20. .30
Nmm2 (2.33)
unde:- z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri;- l – lungimea canelurilor se recomandă l=Di =25 mm;- b – lăţimea canelurilor; se adoptă b=1.5 mm; - di - diametrul de fund ale canelurilor;- de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=23.5 mm;
Rezultă:
τ f=4 ⋅ β ⋅M m
z ⋅ l⋅b ⋅(de+d i)= 4 ⋅195000
27 ⋅25 ⋅1.5 ⋅(25+23.5)=16
Nmm2
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, de regulă, prin intermediul carcasei ambreiajului.
În general, în cazul ambreiajelor monodisc, discul de presiune se verifică la strivirea suprafeţelor de legătură şi carcasă sau dintre disc şi bolţuri.
Presiunea specifică de strivire se determină cu relaţia:
ps=β ⋅M m
R ⋅ z ⋅A≤ psa=10. .12
Nmm2
(2.34)unde:- z – numărul de reazeme sau bolţturi de ghidare;- R – raza cercului pe care se află bolţurile;- A – aria de strivire A=a ⋅h;
Rezultă: ps=β ⋅M m
R ⋅ z ⋅A= 195000
95 ⋅2∙ 100=10
Nmm2 .
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.
Fig.3 Sistem de acţionare hidraulic al ambreiajului.
Conform principiului lui Pascal rezultă relaţia: F1
F2
=d1
2
d22
(2.35)unde:
- d1 - diametrul cilindrului de acţionare;- d2 – diametrul cilindrilui de receptor.
Forţa F2 se determină plecând de la forţa F de apăsare asupra discurilor:
F2=F ∙dc
∙ef
(2.36)
Forţa F1 ȋn funcţie de forţa de la pedală: F1=Fp ∙ab
(2.37)
Ȋnlocuind rezultă forţa la pedală: F p=F
im ∙ ih ∙ ηa
(2.38)unde:
- im - raportul de transmitere mecanic im=( ab )⋅( c
d )∙( ef )
- ih - raportul de transmitere hidraulic ih=( d22
d11 )
- ηa - randamentul sistemului hidraulic ηa=0.95 …0.98
Cunoscând cursa totală a manşonului rulmentului de presiune, se determină cursa cilindrului
receptor cu relaţia: s2=sm∙cd
(2.39) ȋn care sm=sl⋅ jd ∙i p ∙i (2.40)
unde: - sl – cursa liberă a manşonului sl=2..4 mm;- j d - jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafeţe de frecare pentru o
decuplare completă a ambreiajului;- i p – raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere; - i – numărul suprfeţelor de frecare.
Se adoptă: sl=3 mm, j d=0.7 mm, i p=1.5, i=2.Rezultă sm=sl⋅ jd ∙i p ∙i=3∙ 0.7 ∙ 1.5 ∙2=6.3 mm
Se poate calcula cursa cilindrului receptor: s2=sm∙cd=6.3∙ 2=12.6 mm cu
cd=2 .
Cunoscând cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ ȋn cilindrul receptor:
V 2=s2 ∙π ⋅d2
2
4
(2.41)Se adoptă un diametru al cilindrului receptor ca fiind d2=30 mm.
Atunci rezultă: V 2=s2 ∙π ⋅d2
2
4=12.6 ⋅ π ⋅302
4=8907 mm3 .
Deoarece presiunea de lucru este redusă şi conductele de legătură dintre cilindri au lungime redusă, se poate considera că volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul de lichid genrat de pistonul pompei receptoare, V1=V2.
Pe baza acestei ipoteze se calculează cursa cilindrului pompei centrale cu relaţia:
s1=4 ⋅V 2
π ⋅ d12
(2.42)
Alegem un raport dintre d2
d1
=2⇒ d1=d2
2=30
2=15 mm.
Cu acesta rezultă: s1=4 ⋅V 2
π ⋅ d12 =
4 ∙ 8907π ⋅152 =50 mm.
Cursa totală a pedalei Sp a ambreiajului este:
Sp=s1⋅ab
≤150. .180 mm (2.43)
Se adoptă ab=2.5, rezultă Sp=s1⋅
ab=50 ⋅2.5=125 mm<150 …180 mm.
Forţa la pedală nu trebuie să depăşească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce la obosirea excesivă a conducătorului auto.
Forţa la pedală este: F p=F
im ∙ ih ∙ ηa
= 427610⋅ 4 ⋅0.98
=110 N=11daN <15 daN .
unde s-au considerat- raportul de transmitere mecanic im=10;- raportul de transmitere hidraulic ih=4;- randamentul sistemului hidraulic ηa=0.98.
Bibliografie
1. Prof. univ. dr. ing. Cristian Andreescu - Curs DINAMICA AUTOVEHICULELOR.2. Prof. univ. dr. ing. Aurel P. Stoicescu - PROIECTAREA PERFORMANŢELOR DE
TRACŢIUNE ŞI DE CONSUM ALE AUTOMOBILELOR, Editura Tehnica 20073. 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=36. http://www.skoda.ro/technik_te.php?B_ID=297 7. Gh. Frăţilă – Curs Calculul şi construcţia ambreiajului.
Memoriu tehnic justificativ
Partea I
1. Alegerea unui numar adecvat de modele similar de automobile, analiza particularitatilor lor constructive si a principalelor caracteristici dimensionale, masice si energetic. Stabilirea modelului de automobile ce se va proiecta, conform cerintelor temei.
2. Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru automobilul impus prin tema.2.1. Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai
automobilului, precum si a subansamblurilor acestuia;2.2. Determinarea formei si a dimensiunilor spatiului util, preacum
si a interiorului postului de conducere;2.3. Intocmirea schitei de organizare generala;2.4. Determinarea pozitiei centrului de masa al autimobilului, atat la
sarcina utila nula cat si la sarcina utila maxima constructiva. Determinarea incarcarilor pe punti si a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere ai stabilitatea longitudinal a automobilului, in stransa legatura cu panta maxima impusa prin tema;
2.5. Alegerea anvelopelor si jantelor.3. Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor, a
coeficientului de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversal maxime si a randamentului transmisiei.
4. Determinarea rezistentelor la inainteare si a puterilor corespunzatoare, in functie de viteza automobilului.
5. Predeterminarea caracteristicilor de turatie la sarcina totala a motorului, din conditia de viteza maxima in palier, alegerea motorului si precizarea principalilor parametrii ai motorului ales.
6. Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze.
Partea a II-a
1. Studiul ethnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegerea variantei ce se va proiecta.
2. Calculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare a ambreiajului.
3. Calculul si proiectarea principalelor componenete ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare si ghidare).
4. Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului
Materialul grafic
1. Desen de ansamblu sumar al automobilului (3 vederi).2. Desen de ansamblu al ambreiajului (vedere lateral si sectiune
longitudinala).