Automobile Proiect

102
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 TT Honda 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 Romeo Spide Bmw Z4 Honda S2000 Mazda Mx-5 Opel GT Opel Tigra Twinto Mercedes -Benz SLK

Transcript of Automobile Proiect

Page 1: 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

Page 2: Automobile Proiect

[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

Page 3: Automobile Proiect

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

Page 4: Automobile Proiect

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

Page 5: Automobile Proiect

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

Page 6: Automobile Proiect

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]

Page 7: Automobile Proiect

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

Page 8: Automobile Proiect

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

Page 9: Automobile Proiect

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

Page 10: Automobile Proiect

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

Page 11: Automobile Proiect

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

Page 12: Automobile Proiect

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

Page 13: Automobile Proiect

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

Page 14: Automobile Proiect

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

Page 15: Automobile Proiect

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

Page 16: Automobile Proiect

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

Page 17: Automobile Proiect

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

Page 18: Automobile Proiect

|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)

Page 19: Automobile Proiect

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.

Page 20: Automobile Proiect

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

Page 21: Automobile Proiect

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

Page 22: Automobile Proiect

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.

Page 23: Automobile Proiect

„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.

Page 24: Automobile Proiect

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

Page 25: Automobile Proiect

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.

Page 26: Automobile Proiect

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

Page 27: Automobile Proiect

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

Page 28: Automobile Proiect

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

Page 29: Automobile Proiect

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

Page 30: Automobile Proiect

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

Page 31: Automobile Proiect

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

Page 32: Automobile Proiect

  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,

Page 33: Automobile Proiect

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

Page 34: Automobile Proiect

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

Page 35: Automobile Proiect

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

Page 36: Automobile Proiect

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

Page 37: Automobile Proiect

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:

Page 38: Automobile Proiect

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.

Page 39: Automobile Proiect

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:

Page 40: Automobile Proiect

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:

Page 41: Automobile Proiect

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

Page 42: Automobile Proiect

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%

Page 43: Automobile Proiect

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%

Page 44: Automobile Proiect

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

Page 45: Automobile Proiect

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%.

Page 46: Automobile Proiect

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.

Page 47: Automobile Proiect

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)

Page 48: Automobile Proiect

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.

Page 49: Automobile Proiect

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

Page 50: Automobile Proiect

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

Page 51: Automobile Proiect

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

Page 52: Automobile Proiect

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

Page 53: Automobile Proiect

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

Page 54: Automobile Proiect

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

Page 55: Automobile Proiect

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

Page 56: Automobile Proiect

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.

Page 57: Automobile Proiect

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  

Page 58: Automobile Proiect

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

Page 59: Automobile Proiect

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)

Page 60: Automobile Proiect

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)

Page 61: Automobile Proiect

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.

Page 62: Automobile Proiect

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;

Page 63: Automobile Proiect

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.

Page 64: Automobile Proiect

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.

Page 65: Automobile Proiect

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.

Page 66: Automobile Proiect

- 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.

Page 67: Automobile Proiect

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 .

Page 68: Automobile Proiect

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:

Page 69: Automobile Proiect

- 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;

Page 70: Automobile Proiect

- 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

Page 71: Automobile Proiect

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

Page 72: Automobile Proiect

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)

Page 73: Automobile Proiect

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

Page 74: Automobile Proiect

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.

Page 75: Automobile Proiect

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;

Page 76: Automobile Proiect

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.

Page 77: Automobile Proiect

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 )

Page 78: Automobile Proiect

- 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.

Page 79: Automobile Proiect

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.

Page 80: Automobile Proiect

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.

Page 81: Automobile Proiect

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.

Page 82: Automobile Proiect

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).

Page 83: Automobile Proiect