Autoproiect I

8/10/2019 Autoproiect I

1/96

1

Universitatea "Politehnica" din Bucuresti

Facultatea de Transporturi

Sectia Autovehicule Rutiere

Autoproiect I

coordonator proiect: student: Adrian Bejan

Prof. Dr. Ing. Popa Laureniu grupa: 8301a

Bucuresti

2013 - 2014


2/96

2

Tema de Proiect Automobile I

Sa se efectueze proiectarea generala, functionala privind dinamica tractiunii siambreiaje pentru un automobil avand urmatoarele caracteristici:

-tipul automobilului: autoturism clasic 4x2

-caroserie: sedan (berlina)

-numar de persoane (locuri): 5

-viteza maxima in palier: 200 km/h

-panta maxima: 42%-alte particularitati: M.A.C.

Proiectul va conine dou pri:A. Memorial tehnic justificativ.B. Materialul grafic.


3/96

3

A.Memoriul tehnic justificativ va cuprinde:

Partea I:

1.alegerea unui numar adecvat de modele similare de automobile (minim 5modele) analiza particularitatilor lor constructive si a principalelor caracteristicidimensionale, masice si energetice, stabilirea modelului de automobil ce se va

proiecta conform cerintelor temei;

2.studiul organizarii generale si a formei constructive pentru automobilul impusprin tema;

2.1.-determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai automobiluluiprecum si a subansamblelor acestuia;

2.2.-determinarea formei si a dimensiunilor spatiului util inclusiv al interioruluipostului de conducere;

2.3.-intocmirea schitei de organizare generala;2.4.-determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului atat la sarcina utila,

nula cat si la sarcina utila maxima constructiva-determinarea incarcarilor statice la punti si a parametrilor ce definesc

capacitatea de trecere si stabilitatea longitudinala a automobilului in stransalegatura cu panta maxima impusa prin tema;

2.5.-alegerea anvelopelor si a jantelor;

3.determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor, a coeficientului derezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversale maxime si a randamentuluitransmisiei;

4.determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie deviteza automobilului;

5.predeterminarea caracteristicii de turatie la sarcina totala a motorului din conditiade viteza maxima la palier, alegerea motorului si precizarea principalelor

parametrii ai motorului ales;

6.predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisieiprincipale, predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte aschimbatorului de viteze;


4/96

4

Partea a II-a:

1.studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegereavariatiei ce se va proiecta;

2.calculul de dimensionare si verificare al garniturilor de frecare al ambreiajului;

3.calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri depresiune, discul de presiune, discul condus, arbore ambreiaj, elemente de fixare sighidare)

4.calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului;


5/96

5

B.Materialul grafic (planse, desen tehnic) va cuprinde:

-desen de ansamblu al automobilului (3 vederi):

-desen de ansamblu al ambreiajului (vedere latitudinala, sectiune longitudinala)


6/96

6

CuprinsPartea I

Capitolul 1- Analiza unor modele similare de autoutilitare i stabilirea modelului de automobilce se va proiecta...............................................................................................................81.1.Alegerea modelelor similare......8

1.2.Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare alese..91.3.Analiza principalilor parametrilor dimensionali exteriori.....101.4.Analiza principalilor parametrilor masici .....161.5. Analiza principalilor parametrilor energetici....181.6 Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta.......20Capitolul 2- Studiul organizrii generale si a formei caracteristice pentru autovehiculul impusprin tem.....212.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali i masici ai automobiluluiprecum i a subansamblurilor acestuia.. ..........212.1.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exteriori............212.1.2 Predeterminarea principalilorparametrii masici.............262.1.3 Predeterminarea parametrilor dimensionali i masici ale principalelor

subansambluri componente..............262.2. Predeterminarea formei i a dimensiunilor spaiului util............................................292.2.1 Manechinul bidimensional i postul de conducere...................................................292.2.2 Dimensionarea cabinei ............................................................................................342.2.3 Dimensiunile volumului util ....................................................................................352.3. ntocmirea schiei de organizare general..................................................................352.4. Determinarea poziiei centrului de mas al autoutilitarei ..........................................372.4.1. Determinarea poziiei centrului de mas al automobilului la sarcin utilnul.......................................................................................... ...........................................432.5 Alegerea pneurilor i stabilirea dimensiunilor acestora n funcie de ncrcarea maselor pe pneu............................................................................................................................................44

Capitolul 3 - Studiul rezistenelor la naintarea automobilului de proiectat i a puterilorcorespunztoare, n diferite condiii de deplasare.........................................................473.1 Determinareaparametrilor necesari calculului rezistenelor la naintare....................473.2 Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare, n funcie de vitezaautovehiculului...................................................................................................................51Capitolul 4 - Predeterminarea caracteristicii la sarcina total a motorului. Alegerea motoruluipentru automobilul impus prin tem..............................................................................564.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcin total a motorului din condiia de atingere a vitezeimaxime la deplasarea automobilului n palier....................................................................564.2. Alegerea motorului i prezentarea caracteristicii sale la sarcin total.......................61Capitolul 5- Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale i al primeitrepte a schimbtorului de viteze.....................................................................................65

5.1 Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale..65


7/96

7

5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtoruluide viteze...........................................................................................................................705.2.1 Determinarea lui is1 din condiia de panta maxim impus prin tem...................705.2.2 Determinarea lui is1 din condiia de viteza minim stabilit...................................715.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, lapornirea de pe loc.............................................................................................................71Partea II

Capitolul 1- Studiul tehnic al soluiilor constructive posibile pentru ambreiaj......731.1. Analiza soluiilor constructive posibile...731.2. Compunerea ambreiajului.........................................................................................741.3. Prezentarea unor soluii constructive de ambreiaj i alegerea soluiei constructive pentruautoutilitara ce se va proiecta ..........................................................................................75Capitolul 2- Calculul de dimensionare i verificare a garniturilor de frecare aleambreiajului....................................................................................................................792.1. Determinarea momentului de calcul..........................................................................792.2. Determinarea momentului de frecare al ambreiajului ..............................................792.3. Determinarea forei de apsare asupra discurilor ambreiajului.................................82

Capitolul 3- Calculul i proiectarea principalelor componente ale ambreiajului...833.1.Calculul arcurilor de presiune.....................................................................................833.2.Calculul efortului unitar pentru solicitarea la torsiune................ .............................843.3. Determinarea numrului de spire...............................................................................853.4.Determinarea lungimii arcului n stare liber..............................................................873.5.Determinarea coeficientului de siguranta al ambreiajului dupa uzareaGarniturilor........................................................................................................................873.6. Calculul si proiectarea arborelui ambreiajului............................................................883.7.Calculul discului condus..............................................................................................90Capitolul 4- Calculul i proiectarea sistemului de acionare al ambreiajului...........921. Desen de ansamblu al automobilului (3 vederi);2. Desen de ansamblu al ambreiajului ( vedere lateral i seciune longitudinal)BIBLIOGRAFIE..............................................................................................................96


8/96

8

Partea I

Capitolul I

Analiza unor modele similare de automobile fata de cel pus n tema

1.1. Alegerea modelelor similare

Am ales un numr de sapte modele similare, toate fiind echipate cu motoare cuaprindere prin comprimare, i anume:

Tabel 1.1 - Modele similare

Nr. Crt. Marca Model Nr. locuri [km/h]M1. BMW Seria 3 5 210M2. Audi A4 5 210M3. Ford Mondeo 5 190M4. Peugeot 407 5 192M5. Volkswagen Passat 5 190M6. Dacia Logan 5 183M7. Volvo S60 5 205

S-a urmrit, n alegerea autoturismelor ce fac obiectul acestui proiect, numarul delocuri , viteza maxim n palier i tipul motorului (motor cu aprindere princomprimare). Cum numrul de locuri este acelai la toate automobilele am fcut o

departajare dup viteza maxim in palier.Urmrind Fig 1.1 de mai jos putem observa c automobilul cu cea mai mare vitezn palier este BMW Seria 3 / Audi A4 (210 km/h), iar cea mai mic vitez dintrecele maxime aparine Daciei Logan cu 183 km/h restul automobilelor avnd vitezade 205 km/h (1 model) respectiv 192 km/h (1 model) si 190 km/h (2 modele).

Fig 1.1. - Viteza maxima in palier160 180 200 220

M1.

M2.

M3.M4.

M5.

M6.

M7.Viteza maxima

Viteza maxima


9/96

9

1.2. Analiza particularitilor constructive ale modelelor similare

-Modelul 1BMW Seria 3 este echipat cu un motor M.A.C. cu 4 cilindrii in liniecu o capacitate cilindrica de 1600 cmc si injectie multipunct.Acesta detine pe fataatat un sistem independent de suspensie cat si un sistem de franare cu discuriventilate, iar pe spate se folosesc sisteme ca cele de pe fata.

-Modelul 2Audi A4 este construit pe baza unui motor M.A.C. cu 4 cilindrii inlinie si o capacitate cilindrica de 1898 cmc, ce este utilizat printr-o transmisiemanuala in 5 trepte.Suspensia de pe puntea fata este una de tipul cu brat inferiorrectangular si bara antiruliu, iar pe spate de tip multilink.Tipul de franare este unulclasic cu frane pe discuri ventilate atat pe fata cat si pe spate.

Modelul 3Ford Mondeo utilizeaza un M.A.C. cu 4 cilindrii in linie, injectiecommon si o transmisie manuala in 5 trepte.Sistemul de suspensie la acestautoturism este independent MacPhaerson pe fata si cu traversa deformabila pespate, iar sistemul de franare dotat cu discuri ventilate pe fata si discuri pline pespate.

-Modelul 4Peugeot 407 este echipat ca si celelalte modele cu un motor de tipulM.A.C. cu 4 cilindrii in linie si aceasi cutie in 5 trepte.Ca si sistem de franare

utilizeaza discuri pline atat pe fata cat si pe spate, iar sistemul de suspensie estePseudo MacPhaerson pe fata si ax semi rigid pe spate.

-Modelul 5Volkswagen Passat, ca si Audi A4 este echipat tot cu M.A.C. cu 4cilindrii in linie si transmisie manuala in 5 trepte, insa sistemul de suspensie estediferit cu suspensie Pseudo MacPhaerson pe fata si ax suplu cu epura programata

pe spate si discuri ventilate atat pe fata cat si pe spate.

-Modelul 6Dacia Logan se mentine in randul celorlalte modele tot cu un M.A.C.cu 4 cilindrii in linie de tip dCi si injectie multipunct.Ca si suspensie foloseste

MacPhaerson pe fata si un sistem independent pe spate.Franele sunt asigurate dediscuri pline pe fata si tamburi pe spate.- Tipul suspensiei: fa MacPherson;

Modelul 7Volvo S60, ca si constructor suedez axat pe siguranta utilizeaza unM.A.C. cu 4 cilindrii in linie ajutat de o transmisie manuala in 5 trepte si injectie


10/96

10

multipunct.La nivel de suspensie si franare puntea fata este echipata cu un sistemMac Phaerson si discuri ventilate, iar puntea spate cu un sistem semirigid si discuri

pline.

1.3. Analiza principalilor parametrii dimensionali exterioriTabel 1.3. - Parametrii principali dimensionali:

Model E1/E2 L [mm] [mm] [mm] [mm]/[mm] [mm] [mm] [mm] [mm] %

M1. 4624 1811 1429 1543/1583 2810 850 964 120 60,76M2. 4701 1826 1427 1564/1551 2808 862 1031 120 59,73M3. 4844 1886 1500 1589/1605 2850 865 927 130 58,83M4. 4691 1811 1447 1560/1526 2725 1029 922 150 58,09

M5. 4765 1820 1472 1552/1551 2710 862 1138 150 56,87M6. 4250 1740 1534 1480/1470 2630 777 843 155 61,88M7. 4635 2097 1484 1588/1585 2776 934 925 130 59,89Legend:;La = Lungimea total a autovehiculului;la = Limea total a autovehiculului;Ha = nlimea maxim a autovehiculului;E1 = Ecartamentul fa al autovehiculului;E2 = Ecartamentul spate al autovehiculului;L = Ampatamentul autovehiculului;

C1 = Consola fa a autovehiculului;C2 = Consola spate a autovehicului;hs = Garda la sol a autovehiculului;

Lraportat =ct la %, din lungimea autovehiculului reprezint ampatamentul; (1.1)

Parametrii acestor modele (ecartamentele, lungimea toatal, limea, nlimea,consolele spate respective fa i garda la sol) sunt luate din cataloagele luate de la


11/96

11

producatori, (ele varind n funcie de echipamentele exterioare instalate).

Fig. 1.3.1

n Fig. 1.3.1 s-a pus n eviden lungimea autoturismului (La). Aceasta variazntre valoarea minimde 4250 mm pentru modelul 6 (Dacia Logan) i valoarea

maximde 4844 mm pentru modelul 3 (Ford Mondeo). Se poate observa cmajoritatea autoturismelor depesc lungimea de 4400 mm ceea ce nseamn cfacparte din clasa compacta.

Fig. 1.3.2

n Fig.1.3.2 observm c limea autoturismului se nvrte n jurul valorii de 1800mm exceptnd modelul 6 (Dacia Logan) care are o lime de 1740 mm, cea maimic dintre cele prezentate, i modelul 7 (Volvo S60) care este cel mai lat din cele

prezentate cu o lime de 2097.

3500 4000 4500 5000

M1.

M3.

M5.

M7.

Lungimea autoturismului

Lungimea

autoturismului

0 1000 2000 3000

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Latimea autoturismului

Latimea autoturismului


12/96

12

Fig. 1.3.3

n Fig. 1.3.3 se poate observa c nlimea autoturismelor alese este relativ mic,exceptnd modelul 6 (Dacia Logan ) care are o nlimea de 1534 mm cuaproximativ 100 mm mai nalt fade modelul 2 (Audi A4), cel mai scundautoturism.

Fig. 1.3.4

n Fig. 1.3.4. s-a pus n eviden capacitatea de trecere a autoturismului i anumeencartamentul fa, distana dintre roile din fa. Se poate observa c cea mai mica

distan ntre roi o are autoturismul care se situeazpe primul loc ca ltime sianume modelul 6 (Dacia Logan). Cel mai mare ecartament avandu-l modelul 3(Ford Mondeo).

1350 1400 1450 1500 1550

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Inaltimea autoturismului

Inaltimea

autoturismului

1400 1450 1500 1550 1600

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Ecartamentul fata

Ecartamentul fata


13/96

13

Fig. 1.3.5

Cum era de ateptat modelul 6 (Dacia Logan) are cel mai mic encartament spate ,

1470 mm , iar modelul 3 (Ford Mondeo) cel mai mare 1605 mm. Acest lucru sepoate observa n Fig. 1.3.5.

Fig. 1.3.6

Observm n Fig. 1.3.6. c cel mai mare ampatament l are modelul 1 ( FordMondeo ) cu valoare de 2850, ceea ce i impune un spatiu mai mare de ntoarcere.Nu acelai lucru sepoate spune si despre modelul 6 (Dacia Logan) care are cel mai

mic ampatament , 2630 mm. Restul autoturismelor au valori apropiate de 2700mm.

1400 1500 1600 1700

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Ecartamentul spate

Ecartamentul spate

2500 2600 2700 2800 2900

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Ampatamentul

Ampatamentul


14/96

14

Fig. 1.3.7

Din Fig. 1.3.7. putem observa care autoturism are cel mai mare spaiu destinat

amplasrii motorului. Cel mai generos spaiu l ofermodelul 4 ( Peugeot 407 )cu o lungime a consolei fa de 1029 mm. Cel mai redus spaiu este oferit de catremodelul 6 (Dacia Logan) cu 777 mm.

Fig. 1.3.8

Figura 1.3.8 ne d o idee asupra cui are cel mai lung spaiu de depozitare. Modelul5 (Volkswagen Passat) are o lungime a consolei spate de 1138 mm, cu aproximativ300 mm mai mult dect modelul 6 (Dacia Logan) care are 843 mm.

0 200 400 600 800 1000 1200

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Consola fata

Consola fata

0 200 400 600 800 1000 1200

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Consola spate

Consola spate


15/96

15

Fig. 1.3.9

n Fig. 1.3.9 se poate observa cmodelul 6 (Dacia Logan) are cea mai mare

capacitate de trecere peste denivelri. Autoturismul are o gardla sol de 155 mm.Cele mai mici capaciti de trecere o au modelele 1 i 2 (BMW Seria 3 si AudiA4).

Fig. 1.3.10

Fig. 1.3.10 ne arat ct la sut din lungimea total a autoturismului se afl intrecele doua puni, mai exact ct % din lungime este destinat pasagerilor. Cel mai bun

0 50 100 150 200

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Garda la sol

Garda la sol

54 56 58 60 62 64

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Lungimea raportata [%]

Lungimea raportata [%]


16/96

16

raport este oferit de modelul 6 (Dacia Logan) cu 61,88 % care depetecuaproximativ de 5 % modelul 5 (Volkswagen Passat).

1.4. Analiza principalilor parametrii masici

Tabel 1.4. Parametrii masici

Model Masa proprie[kg] Masa totala[kg] Masa utila[kg] [%]M1. 1460 1935 550 0,754 37,6M2. 1450 1930 480 0,751 33,1M3. 1337 2050 713 0,652 53,3M4. 1412 2020 608 0,699 43,1M5. 1323 1960 637 0,675 48,1

M6. 1015 1600 585 0,634 57,6M7. 1614 2030 416 0,795 25,7Legenda:mo = masa proprie;ma = masa totalmu = masa util;u =

coeficinetul de tar; (1.2) =

raportul dintre masa utila i cea proprie. (1.3)

Fig. 1.4.1

n Fig.1.4.1. se poate observa c cel mai greu autoturism este modelul 7 (VolvoS60) cu o masde 1614 kg, iar cel mai uor este modelul 6 (Dacia Logan) cu puin

peste o tona, 1015 kg.

0 500 1000 1500 2000

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Masa proprie

Masa proprie


17/96

17

Fig. 1.4.2

n Fig. 1.4.2. se poate observa c o dat cu creterea masei proprii crete sivaloarea masei utile. Cele mai grele autoturisme au i celemai mari mase utile:modelele 3 (Ford Mondeo), 4 (Peugeot 407) i 5 ( Volkswagen Passat ) au maseleutile cuprinse ntre 608 kg i 713 kg. Chiar dac acestea sunt cele mai greleautoturisme asta nu inseamn c au i cel mai bun raport al masei utile pe masaproprie. Cu alte cuvinte se poate zica c modelul care poate s care aproximativ

60% din valoarea proprie este modelul 6 ( Dacia Logan ) , cel mai uor autoturism.

Fig. 1.4.3

Variatia coeficientului de tara

0 500 1000 1500 2000

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

mo [kg]

[%]

mu [kg]

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

M1.M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Coeficientul de tara

Coeficientul de tara


18/96

18

1.5. Analiza principalilor parametrii energetici

Tabel 1.5. Parametrii energetici:

Model [] [kw] [rotati/minut] [Nm] [rotatii/minut] [kw/kg] [kw/]

M1. 1995 135 4000 220 2500 0,051 0,062M2. 1898 150 4000 200 2500 0,059 0,060M3. 1596 92 2700 160 1500 0,045 0,058M4. 1560 80 2600 153 1800 0,040 0,051M5. 1598 75 2500 148 1700 0,038 0,047M6. 1598 77 2550 112 1750 0,048 0,048M7. 1998 187.5 4800 270 2000 0,041 0,053

Legend:Vh = cilindreea ;Pmax = puterea maxim;nnp = turaia de putere maxim;Mmax = momentul maxim;nnc = turaia de moment maxim;

Pspecific = puterea specific; (1.4)Plitric =

puterea litric; (1.5)

Fig. 1.4.1

70

75

8085

90

95

100

105

110

115

120

1500 1600 1700 1800 1900 2000

Pute

reamaxima[kw]

Cilindreea [cm]


19/96

19

n Fig 1.5.1 se poate observa c aproximativ toate autoturismele au putereamaxim n preajma cilindreei de 1598 cm3 . Cea mai mare putere maxim oaremodelul 2 (Audi A4) 115 kW cu toate acestea are una dintre cele mai maricilindree, 1898 cm3, exceptand modelul 4 ( Peugeot 407 ) care, dei are cea mai

mica cilindree , 1560 cm3, este a 5-a ca putere maxim.

Fig. 1.5.2

n Fig. 1.5.2 ne este artat c majoritatea modelele alese ating puterea maximla2700 rotaii/minut. Cea mai joas turaie la care se atinge puterea maximeste de2500 rpm i se gsete la modelul 5 (Volkswagen Passat), model ce are i una dincele mai mici puteri maxime. Cea mai mare turaie la care se atinge puterea

maxim este gasitla modelul 2 (Audi A4), 3000 rpm, ceea ce este i normalavnd n vedere c acest model are i cea mai mare putere maxim, 115 kW.

Fig. 1.5.3

2200 2400 2600 2800 3000 3200

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Turatia la putere maxima

Turatia la putere

maxima

0 1000 2000 3000

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Turatia [rpm]

Cuplul maxim [Nm]


20/96

20

Din Fig. 1.5.3 putem observa cmodelul 7 (Volvo S60) are cel mai mare cuplu ,270 Nm, dar acesta nu se obine la cea mai mare turaie ci la o turaie relativnormal fade celelalte modele, 2000 rpm. Chiar dac are o turaie normala, 1750rpm, modelul 6 (Dacia Logan) are unul din cele mai joase cupluri, 112 Nm.

Fig. 1.5.4

Fig. 1.5.5

1.6. Stabilirea tipului de autoturism ce se va proiecta conform

cerinelor temei

Autoturismul ce se va proiecta este un autoturism cu caroserie de tip berlin, cu ovitez maxim de 200km/h i cu un numr de 5 locuri, conform temei de

proiectare.Din analiza modelelor similare am optat pentru alegerea unei soluii de organizare"totul fa". Motorul va fi unul cu aprindere prin scnteie cu 4 cilindrii n linie, iarn privina schimbtorului de vitez vom considera schimbtorul de viteze manual,

0 0.02 0.04 0.06 0.08

M1.

M2.

M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Puterea specifica

Puterea specifica

0 0.02 0.04 0.06 0.08

M1.

M2.M3.

M4.

M5.

M6.

M7.

Puterea litrica

Puterea litrica


21/96

21

n trepte. Alte proprieti constructive ale autoturismului sunt : sistem de frnare cudiscuri pentru roile punii fa i spate, iar ambreiajul va fi monodisc uscat.

Capitolul II

Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru

autoturism impusa prin tema.

2.1. Predeterminarea principalilor parametri dimensionali i masiciai automobilului precum i a subansamblelor acestuia

2.1.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionaliexteriori

Pentru predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si masiciimpui prin tema de proiect, parametrii analizai la studiul modelelor similare deautomobile alese, se poate utiliza metoda histogramelor, metod care are la bazstudiul cu ajutorul interpolrii grafice.

Evidenierea distribuiei valorilor parametrilor n funcie de numrul demodele similare se realizeaz cu ajutorul subintervalelor de observare.Dimensiunea acestor subintervale difer n funcie de parametrul analizat i are la

baz relaia:

(2.1)n aceast relaie:

- este dimensiunea subintervalului de obserare;- reprezint valoarea maxim respectiv valoarea minim a

parametrului pentru care se calculeaz dimensiunea subintervalului (seprecizeaz c aceste valori se rotunjesc, cele minime la valori inferioare,

astfel nct dimensiunea subintervalului s fie un numr ntreg);- n este numrul de modele similare la care se cunoate mrimea parametrului

analizat.Dup terminarea valorii subintervalului de observare se calculeaz numrul desubintervale de observare cu relaia:


22/96

22

(2.2)Cunoscnd aceste dou valori, dimensiunea subintervalului () i numrul

de subintervale (k), se vor trasa histogramele n care se vor evidenia numrulde modele similare care au valoarea parametrului analizat cuprins ntre limitele

fiecrui subinterval de observare.Pentru exemplificare, se prezint n tabelul 1.3 valorile parametrilordimensionali exteriori ale celor 10 modele similare de autoturisme alese. ntabelul 2.1 sunt centralizate valorile () si k, calculate pe baza datelor dintabelul 1.3, pentrufiecare parametru dimensional, utiliznd relaiile 2.1 si 2.2.

Tabel 2.1 - Dimensiunile intervalelor de observare i numrul de observarepentru analiza parametrilor dimensionali

Nr. Crt. Parametru Xmin[mm]

Xmax[mm]

n lg(n) x[mm]

k

1. La 4250 4844 7 0.84 160 42. la 1740 2097 7 0.84 96 43. Ha 1427 1534 7 0.84 29 44. E1 1480 1589 7 0.84 29 45. E2 1470 1605 7 0.84 36 46. L 2630 2850 7 0.84 59 47. C1 777 1029 7 0.84 68 48. C2 843 1138 7 0.84 80 4

Numrul de intervale pentru fiecare parametru k s-a obinut and valoarea 4pentru fiecare parametru datorit faptului c numrul demodele similare esteegal cu 7pentru toi parametri.

n figurile 2.1-2.8 seprezint histogramele obinute pentru distribuiavalorilor parametrilor dimensionali.

Valoarea predeterminat pentru parametrul respectiv va ine cont dedistribuia rezultat n urma trasrii histogramei, precum i de valorile existentecu precdere lacele 2 modele similare prefereniale alese.


23/96

23

Fig. 2.1n urma analizei histogramei lungimii totale dar i a analizei celor dou modeleprefereniale alese se va alege lungimea totala a autoturismului la valoareade 4700 mm.

Fig. 2.2

n urma analizei histogramei latimii totale dar i a modelelor prefereniale alesese va alege latimea totala a autoturismului la valoarea de 1800 mm.

Fig. 2.3

0

1

2

3

4

Histograma lungimii totale

Histograma lungimii

totale

0123456

Histograma latimii totale

Histograma latimii

totale

01

2

3

4

5

Histograma inaltimii maxime

Histograma inaltimii

maxime


24/96

24

n urma analizei histogramei inaltimii maxime dar i a modelelor preferenialealese se va alege inaltimea maxima a autoturismului la valoarea de 1440mm.

Fig. 2.4

n urma analizei histogramei ecartamentului fa dar i a modelelorprefereniale alese se va alege ecartamentul fata al autoturismului lavaloarea de 1560 mm.

Fig. 2.5

n urma analizei histogramei ecartamentului spate dar i a modelelor prefereniale

alese se va alege ecartamentul spate la autoturismului la valoarea de 1485 mm.

0

1

2

3

4

Histograma ecartamentuluifata

Histograma

ecartamentului

fata

0

1

2

3

4

5

1470-15031503-15361536-15691569-1605

Histograma ecartamentului

spate

Histograma

ecartamentului

spate


25/96

25

Fig. 2.6

n urma analizei histogramei ampatamentului dar i a modelelor prefereniale alesese va alege ampatamentul autoturismului la valoarea de 2770 mm.

Fig. 2.7

n urma analizei histogramei consolei fata dar i a modelelor prefereniale alese seva alege consola fata a autoturismului la valoarea de 810 mm.

Fig. 2.8n urma analizei histogramei consolei spate dar i a modelelor prefereniale alesese va alege consola spate a autoturismului la valoarea de 950 mm.

0

1

2

3

4

Histograma ampatamentului

Histograma

ampatamentului

0

1

2

3

4

5

777-840 840-903 903-966 966-1029

Histograma consolei fata

Histograma consolei

fata

012345

Histograma consolei spate

Histograma consoleispate


26/96


27/96

27

Tabel 2.2 - Ponderile i masele subansamblurilor principaleNr. Crt. Subansamblu Pondere

[%]Masa[kg]

Formageometrica

Dimensiuni [mm]Inaltime Lungime

1. Motor 17.3 170 780 450

2. Punte fatacompletechipata

15.3 150 35

3. Punte spatecompletechipata

10.2 100 35

4. Ambreiaj siSV

7.65 75 320 350

5. Sistem dedirectie

(coloanavolan, casetade directie)

3.06 30 150 700

6. Sistem deevacuare

2.55 25 332 4500

7. Transmisiecardanica sidiferential

2.55 25 250 3380

8. Scaune 4.59 45 620 1400

9. Roata derezerva 1.53 15 300 600

10. Rezervor decombustibil

3.06 30 320 550

11. Instalatieelectrica siacumulator

2.55 25 300 1000

12. Sistem deracire

(radiator,ventilator)

2.04 20 520 280

13. Caroserie sigeamuri

27.55 270 1440 4700

Total - 100 980 - - -


28/96

28

La alegerea ponderii masice trebuie s se in seama de particularitileconstructive att ale automobilului ct i ale subansamblului respectiv. Folosirea demateriale adecvate n construcia subansamblului respectiv poate conduce lamiscorarea de mas i chiar a ponderii masice. Ponderile masice alesubansamblurilor autoturismului proiectat au fost alese n funcie de clasa din careface parte. Raportarea se face la masa proprie a autovehiculului.

Automobilul impus prin tem va fi echipat cu un motor cu 4 cilindriamplasai n linie, dispus transversal,avnd lungimea L=450 mm i nlimeah=780 mm.Forma simplificat a acestuia este un dreptunghi.

Transmisia este reprezentat ca un dreptunghi i va transmite puterea doarrotilor puntii spate care au un diametru D=60 mm.

Punile vor fi reprezentate n varianta complet echipat i vor cuprinde roile,fuzetele, discurile i ntregul sistem de frnare de pe roat. Ele vor fi reprezentatecu un cerc.

Rezevorul de combustibil se va reprezenta sub forma unuiptrat.Sistemul de rcire este reprezentat ca un dreptunghi cu lungimea de 280 mm

i nlimea de 520mm.Sistemul electric se va concentra n acumulator,sub forma unui dreptunghi

cu L=1000 mm i nlimea h=300mm.Scaunele respectiv conductorul auto se vor amplasa deasemenea in

dreptunghiuri, avnd cotele reprezentate n tabel.n figura 2.9 se va reprezenta o vedere lateral a parialelor subansambluri

discutate n tabelul de mai sus.

Figura 2.9. Vederea lateral a principalelor subansambluri


29/96

29

2.2. Predeterminarea formei i a dimensiunilor spaiului util

Principalele dimensiuni interioare ale automobilelor.

Se extrag urmtoarele informaii despre dimensiunile interioare ale

automobilelor:

- Organizarea i dimensiunile postului de conducere;- Amplasarea banchetelor i/sau scaunelor pentru pasageri i dimensiunileacestora;- Dimensiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon,etc.)

Dimensiunile impuse de construcia i organizarea automobilului. Organizarea idimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor i/sau scaunelor

pentru pasageri i dimensiunile acestora se stabilesc i se verific cu ajutorulmanechinului bidimensional

2.2.1.Manechinul bidimensional i postul de conducere

Procesul de dimensionare a postului de conducere trebuie efectuat astfelnct s fie respectate normele n vigoare i limitrile impuse de fiziologiaconductorului autovehiculului.Acestuia trebuie s i se asigure un spaiu i o

poziie corespunztoare, astfel nct: postura s fie comod; s nu producoboseal excesiv i mbolnvire; s existe libertate de micare pentru acionareavolanului, manetelor de comand i a pedalelor.

Organizarea postului de conducere i dimensiunilor acestuia are n vedereamplasarea scaunelor i a banchetelor pentru pasageri, verificarea i stabilireadimensiunilor realizndu-se cu ajutorul manechinului bidimensional.

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

innd cont ca media nlimii a populaiei a crescut n ultimii 10 ani, iardescoperirile n domeniul ergonomic sunt din ce n ce mai importante i cerinelede confort i siguran din ce n ce mai severe, se pot face anumite modificri imbuntiri.


30/96

30

n general, postul de conducere trebuie s asigure un compromis ntresiguran i confort, astfel nct conductorul s nu adoarm la volan, mai ales peperioade lungi de deplasare, dar eforturile pentru acionarea comenzilor s fiereduse.

Pentru proiectarea postului se folosete manechinul plan (2D) acestmanechin este un accesoriu care simuleaz statura omului. Principalele elementeale acestui manechin sunt prezentate n figura 2.10.

Sunt folosite trei manechine difereniate prin lungimile segmentelorpiciorului 1s pentru gamb i 1t pentru coaps, deoarece s-a constatat cdimensiunile torsului variaz nesemnificativ.Cele trei manechine sunt simbolizateprin procentaje 10, 50, 90 procente. Semnificaia acestui procentaj este urmtoarea:pentru manechinul cu procentaj 90 nseamn c dintr-un numr de aduli, 90%

dintre ei au lungimile segmentelor 1s i 1t mai mici sau cel mult egale cu lungimilecorespunztoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cuprocentaj 50, 50% din numrul de aduli au lungimile segmentelor 1s i 1t mai micisau cel mult egale cu lungimile corespunztoare acestei tipodimensiuni demanechin, pentru manechinul cu procentaj 10, 10% din numrul de aduli aulungimile segemtelor 1s i 1t mai mici sau cel mult egale cu lungimilecorespunztoare acestei tipodimensiuni de manechin. Numrul de aduli s-a stabilitdup criterii statistice.Dimensiunile segemtelor 1s i 1t sunt prezentate n tabelul2.3.

Tabel 2.3 - Dimensiunile tipodimensiunilor de manechine bidimensionaleTipodimensiunea

manechinului[%]

10% 50% 90%

A [mm] 390 420 445B [mm] 410 430 450

Pentru postul de conducere s-au considerat urmtoarele dimensiuni :- lungime gamb 470mm ;- lungimea coapsei 400 mm;- nlimea trunchiului 450 mm;- unghiul dintre gambele oferului i coapse este ;- unghiul dintre coape i linia median a trunchiului de ;- zona pedalierului de 420 mm ;


31/96

31

Fig. 2.10.Elementele principale ale manechinului bidimensional folosit pentruproiectarea postului de conducere

Condiiile ergonomice i tehnice pentru proiectarea postului de conducere suntextrase din STAS R106666/1-76 din care se aleg dimensiunile corespunztoare. Deasemenea se aleg i alte dimensiuni relative pentru amplasarea organelor decomand.

Poziia manechinului pe scaunul oferului este definit de dimensiunile a ib, de unghiul dintre axa torsului rezemat de scaun i vertical, de unghiurile , i care reprezint unghiurile principalelor articulaii (old, genunchi respectiv

glezn) ale manechinului bidimensional.Recomandri pentru scaunul oferului i a pasagerului din fa:- Partea nclinat a podelei nu trebuie s fie mai mic de 306 mm;- nlimea articulaiei H deasupra podelei nu va fi mai mic de 100 mm;- Scaunul trebuie s aib un dispozitiv de reglare a poziiei relative fa deparbriz i fa de comenzi att n direcie longitudinal ct i n direcievertical;- Verificarea poziiei scaunului se face n poziia extrem spate i jos cumanechinul 90, apoi se verific poziia medie cu manechinul 50 i poziia

maxim fa i sus cu manechinul 10;- Poziionarea punctului superior F al manechinului bidimensional fa deacoperire trebuie s respecte dimensiunile din figura 2.12.- Distana dintre punctul F i linia interioara a acoperiului nu trebuie s fiemai mic de 100-135 mm. Se adaug 15-25 mm, grosimea total a acoperiuluii 20-40 mm cate ine cont de curbura transversal a acoperiului i de


32/96

32

amplasarea lateral a scaunului. Punctul F se poziioneaz pe o dreapt ce treceprin punctul H i este nclinat fa de vertical cu 8 grade, la o distan de 765mm care corespunde manechinului 50 care st pe scaunulplasat n poziiamedian.

Fig.2.11. Pozitia manechinului fata de pozitia acoperisului


33/96

33

Tabel 2.4 - Dimensiuni principale ale cabinei i postului de conducere

Denumire SimbolizareDimensiuni

[mm]Limea interioar a cabinei min:(5 locuri fr

cuet)

C 1750

Distana dintre partea inferioar a volanului isptarul scaunului

e1 370

Distana dintre partea inferioar a volanului isuprafaa scaunului

e2 180

Distana de la partea inferioar a volanului pnla tapiseria interioar a peretelui din spate al

cabineiM 600

Adncimea scaunului B 400Limea pernei scaunului A 450

Unghiul dintre perna scaunului i spatar 95oUnghiul de nclinare a suprafeei perneiscaunului

7oUnghiul de regalre a nclinrii a suprafeei pernei

scaunului o

Unghiul de reglare a nclinrii sptaruluiscaunului

-5o+9o

Reglarea longitudinal a scaunului X 100Reglarea longitudinal a scaunului spre fa 50

Reglarea nlimii scaunului Y 80Organele de comand

Deplasarea axei volanului fa de axalongitudinal de simetrie a scaunului

conductoruluiT

Distana dintre axa pedalei de frn i axa

pedalei de ambreiajV 150

Distana de la axa pedalei de frn i axa pedaleide acceleraie

U 110

Distana de la axa pedalei de ambreiaj pn laperetele lateral al cabinei P 110Distana de la axa pedalei de acceleraie pn la

peretele din partea dreapt cel mai apropiatS 80

Distana de la axa de simetrie a scaunuluiconductorului pn la axa pedalei de frn

I100

Axa pedalei de ambreiaj J


34/96

34

Unghiurile i distanele determinate cu ajutorul manechinuluiUnghiul dintre corp i coaps 1 120o

-Unghiul dintre coaps i gamb 1 135oUnghiul dintre gamb i talpa piciorului drept n

poziie de lucru 1 90

o

Unghiul dintre gamb i talpa piciorului dreptridicat de pe pedal 2 100o

2.2.2. Dimensionarea cabinei

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

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

innd cont de faptul c pentru aceste autovehicule, cabina este un volumcomplet izolat, se va face o concordan ntre dimensiunile acestuia i cele alevolumului util, determinate anterior. De asemenea se vor respecta dimensiuniledeterminate pentru postul de conducere .

Tot pentru postul de conducere, n cadrul cabinei, se va face o verificareconform STAS R 10666 /2-76 pentru grupele dimensionale reprezentative 10% i90 % ale manechinului 2D n poziiile externe ale scaunului.

Deoarece postul de conducere a fost proiectat n subcapitolul anterior cu

ajutorul manechinului 50% n continuare, verificarea se va face pentru grupele90% i 10%.Determinarea formei cabinei i verificarea dimensiunilor cu ajutorul manechinelorplane 10% i 90%

Figura 2.12. Vederea lateral a cabinei


35/96


36/96

36

- la aplicarea frnei de motor sau a frnei de serviciu moderate, la deplasarean viraj, autoturismul supravireaz;- necesitatea utilizrii arborelui cardanic, ceea ce complic structuratransmisiei;- lungime mare a automobilului, masa proprie relativ mare i cost ridicat.

Figura 2.13. Soluia clasic aleas pentru autoutilitara ce va fi proiectat


37/96


38/96

38

Tabel 2.5 - Centralizarea datelor pentru determinarea centrului de mas n cazul 1Nrcrt

Denumire mas(subansamblu)

mj xj zj xj.mj zj.mj

[kg] [mm] [mm] [mm.kg] [mm.kg]

1 Motor 170 -157 544 -26690 92480

2 Punte fa completechipat

150 0 320 0 48000

3Punte spate complet

echipat100 2617 320 261700 32000

4 Ambreiaj i SV 75 293 314 21975 23550

5 Sistem de direcie 30 214 529 6420 15870

6 Sistem de evacuare 25 1704 423 42600 10575

7 Transmisie cardanic 25 1570 320 39250 8000

8 Scaune 45 1737 448 78165 20160

9 Roata de rezerv 15 3248 523 48720 7845

10 Rezervor combustibil 30 2527 469 75810 14070

11Instalaie electric

complet25 149 794 3725 19850

12 Sistem de rcire 20 578 490 11560 9800

13 Caroserie 270 1455 829 392850 223830

0 980 956085 526030

Folosind formulele 2.5 respectiv 2.6 i datele din tabelul 2.5 vom calculapoziia centrului de masa pentru cazul 1.

xG0= =976mm si zG0= = 537mm


39/96

39

Pentru determinarea poziiei centrului de mas al automobilului la sarcinautil maxim constructiv se fac urmtoarele ipoteze:

Masa util 1400 kg din care:- Conductorul 75 kg;- Rezervorul este ncrcat capacitate maxim;- 3 pasageri a cte 70 kg;- ncrctur nportbagaj 400kg.

Tabel 2.6 - Centralizarea datelor pentru determinarea centrului de mas n cazul 2Nrcrt

Denumire masa(subansamblu)

mj xj zj xj.mj zj.mj

[kg] [mm] [mm] [mm.kg] [mm.kg]

1 Motor 170 -157 544 -26690 92480

2Punte fata complet

echipata150 0 320 0 48000

3Punte spate complet

echipata100 2617 320 261700 32000

4 Ambreiaj si SV 75 293 314 21975 23550

5 Sistem de directie 30 214 529 6420 15870

6 Sistem de evacuare 25 1704 423 42600 10575

7 Transmisie cardanica 25 1570 320 39250 8000

8 Scaune 45 1737 448 78165 20160

9 Roata de rezerva 15 3248 523 48720 7845

10 Rezervor combustibil 30 2527 469 75810 14070

11Instalatie electrica

completa25 149 794 3725 19850

12 Sistem de rcire 20 578 490 11560 9800

13 Caroserie 270 1455 829 392850 223830

14 Conducator i 2 pasageri 215 1623 513 348945 11029515 Incarcatura(portbagaj) 400 3136 795 1254400 318000

0 16002559430 954325


40/96

40

Folosind formulele 2.5 respectiv 2.6 i datele din tabelul 2.6 vom calcula poziiacentrului de masa pentru cazul 2.

xG1=

si zG1=

600mm


41/96

41

Figura 2.14. Poziia centrelor de mas ale autoturismului


42/96

42

n figura 2.14 este reprezentat autoturismul ce va fi proiectat n vederelateral. Pe desen apar centrele de mas n cazul n care este complet descrcat G0i complet ncrcat G1, acestea fiind i cotate. Deasemenea pe desen apar icentrele de mas ale principalelor subansambluri. Originea sistemului se afl npata de contact a roilor de pe puntea fa, axa orizontal fiind reprezentat de axaOX iar cea vertical de OZ. Putem observa c centrul de mas al autoturismuluicomplet ncrcatG1 este mai deprtat de originea sistemului decat G0 att pe axaOX ct i pe axa OZ.

ncrcrile statice la cele dou puni corespunztoare celor dou situaii dencrcare sunt reprezentate de relaiile :

(2.7) (2.8)unde : Rezult:

Pentru aprecierea solicitrii drumului din punctul de vedere al ncrcrilor la

puni se utilizeaz urmtoarea mrime:

[103daN] (2.9)

Fsol= 0,75 daN 80 (pentru automobile cu 2 puni)

4

1

10

pN

j

j

sol

a

GF

G


43/96

43

2.4.1. Verificarea capacitii de trecere i a stabilitii longitudinale

nca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-auavut n vedere i parametri geometrici ai capacitii de trecere. Definitivarea lor

este ncheiat odat cu ntocmirea schiei de organizare general i a desenului deansamblu.Unghiul de ramp trebuie s fie cel puin egal cu unghiul pantei maxime

impuse n tema de proiect.

Tabelul 2.7.Parametrii geometrici ai capacitii de trecereTip

automobilGarda la sol

[mm]Unghiul de atac

[] Unghiul de degajare[]Autoturism 150..200 20..30 15..20Autocamion 240..300 40..60 25..45

Autobuz 220..300 10..40 6..20

Pentru automobilul impus prin tem parametrii geometrici de trecere alei sunt:- Garda la sol: hs=160 mm;- Unghiul de atac: 1=45;- Unghiul de degajare: 2=16;- Raza longitudinalde trecere: 6120 mm;

- Raza transversal de trecere: 1552mm.Condiiile cele mai dificile la naintare, pentru automobile sunt la urcarea

pantei maxime impus prin tema de proiectare.innd cont c automobilul de proiectat are traciune spate se vor utiliza

urmtoarele expresii pentru unghiul limit de patinare i rsturnare:

Unghiul limit de patinare:

1pa x

g

x

a

Ltgh

L

(tractiune spate) (2.10)

Unde fx=0,7. Rezult tg pa = 0,32 i pa = 18


44/96

44

Unghiul de rsturnare:

(2.11)

Rezult pr = 62

Panta maxim din tema de proiectare este de 42% adic un unghi deaproximativ 230.Condiiile de stabilitate longitudinal, la deplasarea automobilului pe pantamaxim impus sunt:

, pentru

Figura 2.15 Variaia coeficientului de aderen aldrumului n funie de unghiuluilimit de patinare sau de alunecare

2.5 Alegerea pneurilor i stabilirea dimensiunilor acestora n funciede ncrcarea maselor pe pneu

Fiind ales numrul de pneuri la fiecare punte, ncrcarea static pe pneucorespunztoare sarcinii utile maxime calculate va fi:

, 1,j

pj p

pnj

GZ j N

N

(2.12)

( )prg

barctg

h

maxpr pa p 0,70..0,80x

0

2

4

6

8

10

1214

16

18

20

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8

pa[0]

x


45/96

45

unde este numrul de pneuri la puntea j.

Capacitatea portant necesar a pneului va fi:

(2.13)unde se alege pentru autoturisme. Din standarde, norme sau cataloage defirm se alege pneul cu capacitatea portant astfel incat .

Tabel 2.8 Valori ale indicelui de sarcinI.S. 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 108 109 690 710 730 750 775 800 825 850 875 900 925 950 975 1000Indicele de ncrcare alpneurilor va fi 109 care suport o capacitate de ncrcare de

1000 kg, iar pentru puntea spate vom avea un indice de ncrcare a pneurilor de710 kg corespunztor valorii 96. 109/96.

Tabel 2.9 Valori ale indicelui de vitezI.V. F G J K L M N P Q R S T U H V W Y

V[km/h] 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 240 270 30

Indicele de vitez ales va fi R (200 km/h).Principalele caracteristici ale pneului ales:

- Simbolizare anvelop: 225/65 R 17 109/96 V- Limea seciunii pneului, Bu=225mm- Diametrul exterior, De=549.75mm i raza liber, r0=0.5*De=274.875mm;


46/96

46

- Raza static, rssau raza dinamic, rd=rs=275 mm;- Raza de rulare, rr=*r0=286 mm;- Capacitatea portant a pneului, Qp=838,5 i presiunea aerului din pneucorespunztoare, pa=3bar;

- Viteza maxim de exploatare a pneului, Vmaxp=240km/h, care trebuie sndeplineasc condiia: VmaxpVmax(240km/h>200km/h).- Indicele de sarcin este 109 pentru puntea fa roi simple) i 96 pentru

puntea spate.


47/96

47

Capitolul III

Studiul la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor

corespunzatoare, in diferite conditii de deplasare

3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistenelor lanaintare

a)Determinarea coeficientului de rezisten la rulare a pneurilor

Rezistena la rulare depinde de numeroi factori cum ar fi construciapneului,viteza de deplasare,presiunea aerului din pneu,ncrcarea radial apneului,rularea cu deviere,momentul aplicat roii,calea de rulare.Coeficientul de

rezisten la rulare se determin pe cale experimental pe baza rezultatelor obinutepropunndu-se numeroase formule empirice cele mai simple dintre ele referindu-sela viteza de deplasare:

f=+ V + (3.1)unde: reprezint coeficientul de rezisten la rulare la vitez mic; [h/km] i[h2/km2] coeficieni de influen ai vitezei care pot fi alei

din tabele standardizate.

Tabelul 3.1 - Valorile coeficientilor Tip pneu [h/km] []

Diagonalcord metalic 1.3295 -2.8664 1.8036

cord textil 1.3854 -1.21337 1.6830


48/96

48

Radial

sectiune f. joasa

1.6115 -9.9130 2.3214

sectiune joasa

1.6110

-1.0002 2.9152

superbalon

1.8360 -1.8725 2.9554

Astfel,pentru anvelopa radial cu seciune joas avem:

=1.6110 ;=-1.0002 [h/km];=2.9152 [h2/km2].Pentru mai multe valori ale vitezei se va face graficul f=f(V) (Figura 3.1)

valorile fiind centralizate n tabelul 3.2.


49/96

49

Tabel 3.2. - Valorile lui f funcie de viteza de rulareNr. crt f V

1 0.01611 0

2 0.01604 10

3 0.01603 20

4 0.01607 305 0.01618 40

6 0.01634 50

7 0.01656 60

8 0.01684 70

9 0.01718 80

10 0.01757 90

11 0.018 100

12 0.019 110

13 0.01957 120

14 0.02 130

15 0.0205 140

16 0.021 150

17 0.0215 160

18 0.0230 170

19 0.0245 180

20 0.0260 190

21 0.0275 200

Figura 3.1. Variaia coeficientului rezistenei la rulare cu viteza

0

0.005

0.01

0.015

0.02

0.025

0.03

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

f[-]

V [km/h]

Series1


50/96

50

Se observ din grafic precum i din tabel, dac viteza automobilului crete icoeficientulf crete dup o funcie parabolic.Pentru determinarea coeficientului fs-a considerat c automobilul ruleaz numai pe asfalt.

b) Determinarea ariei seciunii transversale maxime a autovehiculului

Aria seciunii transversale maxime A sau,mai exact, aria proteciei frontale aautovehiculului se obine prin:

- planimetrarea conturului delimitat din vederea din fa a desenului deansamblu;- calculul cu relatia:

(3.2)unde - limea seciunii anvelopei;- nlimea marginii inferioare a barei de protecie fa de cale;- limea automobilului;- numrulde pneuri (2-roi simple);coeficient de form (0.89 pentru autoturisme, 1 pentru autocamioane iautobuze).

c)Determinarea coeficientului de rezisten al aerului

Cunoscnd valorile medii ale parametrilor aerodinamici pentru autovehicululde tip autoturism sedan i anume A[m2] ntre 1,5...4,0 i avnd n vedere faptul caria sedanului de proiectat este de 2 m2aflam prin interpolare Cx=0,33.

Valoarea aceasta a fost aleas din intervalul [0.60; 0.75] inndu-se cont attde valoarea acestuia la modelul similar dar i de valoarea ariei transversale caresitueaz autoturismul n categoria autoturismelor sedan.

d) Determinarea randamentului transmiei

Puterea dezvoltat de motor este transmis la roile motoare prin intermediultransmisiei pentru a propulsa autovehiculul. ntotdeauna acest fenomen are loc cu

pierderi prin frecare la nivelul transmisiei,pierderi ce sunt caracterizate de -randamentul transmisiei. Pentru un autoturism sedan 4x2 cu transmisie principalsimpl, valoarea adoptat pentru acesta este =0,92.


51/96

51

Cele mai mari pierderi sunt datorate frecrilor roilor dinate existente ntransmisie. Randamentul cutiei de viteze creste odat cu momentul transmis iscade odat cu creterea turatiei.Valoarea randamentului transmisiei difer de lacaz la caz,acest valoare aleas fiind o valoare medie constant.

3.2. Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilorcorespunztoare, n funcie de viteza autovehiculului

n micarea sa, autovehiculul interacioneaz cu mediul nconjurtor i cudrumul, rezultnd fore care se opun deplasrii acestuia. Aceste fore suntconsiderate rezistente la naintare, iar cu ajutorul lor se pot stabili i studia ecuaiilede micare ale autovehiculului, pentru cazul general, al vitezelor variabile.

Exist astfel mai multe tipuri de rezistene la naintare. Rezistenele datorateinteraciunii autovehiculului cu drumul i mediul nconjurtor sunt: rezistena larulare, rezistena la pant i rezistena aerului. Fora de inerie ce apare ndeplasarea autovehiculelor este considerat tot ca o rezisten la naintare i senumete rezistena la demarare sau rezistena la accelerare. n calculele ceurmeaz, ns, ea nu apare n bilanul de puteri la roat deoarece se consider unregim uniform de micare (fr accelerare).

Rezistenele la naintare se vor calcula n urmtoarele situaii de deplasare a

autovehiculului:- deplasare n palier ( ) fr vnt ;- deplasare n panta maxim a drumului modernizat ( rezultp=23) fr vnt.

Pentru calculul rezistenelor la naintare se folosesc urmtoarele formule:

- Rezistena la rulare [daN] (3.3)- Rezistena la pant

[daN] (3.4)

- Rezistena aerului [daN] (3.5)n care:

- k este coeficientul aerodinamic (k=0.06125 )- este viteza relativ a aerului fa de automobil (3.6)


52/96

52

- este viteza vntului ( ).- Puterea corespunztoare rezistenei [kW] (3.7)

Tabel 3.3. - Valorile rezistenelor la naintare i a puterilor n cazul deplasrii npalierV [km/h] 0 10 30 50 70 90 110 130 150 165 18

p=0

f 0.0161 0.0160 0.016 0.0163 0.01684 0.0175 0.018 0.02 0.021 0.022 0.02

Rrul [daN] 58.33 58.08 58.19 59.16 60.97 63.62 65.17 72.42 76.04 79.66 82.0

Rp [daN] 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Ra [daN] 0 0.621 5.597 15.548 30.474 50.375 75.252 105.10 139.93 169.3 200

58.335 58.703 63.78 74.716 91.453 113.99 140.43 177.52 215.97 248.9 282Prul[kW] 0 1.6133 4.849 8.217 11.857 15.905 19.915 26.152 31.684 36.51 41.

Pp [kW] 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Pa [kW] 0 0.0172 0.466 2.154 5.925 12.593 22.993 37.954 58.305 77.60 92.10

0 1.630 5.315 10.377 17.782 28.499 42.909 64.106 89.989 114.1 131.

n tabelul 3.3 sunt centralizate valorile rezistenelor la naintare i aputerilorcalculate n cazul deplasrii n palier a drumului modernizat.

Tabel 3.4. - Valorile rezistenelor la naintare i a puterilor n cazul deplasriin panta maxim

V [km/h] 0 10 30 50 70 90 110 130 150 165 18

p=8%

f 0.0161 0.0160 0.016 0.0163 0.01684 0.0175 0.018 0.02 0.021 0.022 0.02

Rrul [daN] 58.33 58.08 58.19 59.16 60.97 63.62 65.17 72.42 76.04 79.6682.0

Rp [daN] 311.00 311.00 311.0 311.00 311.00 311.00 311.00 311.00 311.00 311.0 311

Ra [daN] 0 0.621 5.597 15.548 30.474 50.375 75.252 105.10 139.93 169.3 200

369.34 369.71 374.7 385.72 402.462 425. 451.44 488.53 526.98 559.9 588Prul[kW] 0 1.613 4.849 8.217 11.857 15.905 19.915 26.152 31.684 36.51 41.1


53/96

53

Pp [kW] 0 8.639 25.91 43.195 60.474 77.752 95.03 112.3 129.58 142.5 165

Pa [kW] 0 0.017 0.466 2.159 5.925 12.593 22.993 37.954 58.305 77.6 92

0 10.269 31.23 53.57 78.25 106.25 137.94 176.41 219.57 256.6 298n tabelul 3.4 sunt centralizate valorile rezistenelor la naintare i a puterilor

calculate n cazul deplasrii n panta maxim de 8% a drumului modernizat.

Figura 3.2. - Variatia rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii in palier

Figura 3.3. - Variatia puterilor corespunzatoare rezistentelor in cazul deplasarii

in palier

-50

0

50

100

150

200

250

300

0 50 100 150 200

V [km/h]

Rrul [daN]

Ra [daN]

R

-20

0

20

40

60

80

100

120

0 50 100 150 200

V [km/h]

Prul [kW]

Pa [daN]

P


54/96

54

Figura 3.4. - Variatia rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii in panta maxima

Figura 3.5. - Variatia puterilor rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii in pantamaxima

Odat cu creterea vitezei,rezistenele la naintare cresc ceea ce influeneaza

i puterile de nvingere ale acestora.Se nregistreaz de data aceasta o cretere aputerii rezistenei la pant,deoarece n acest caz puterea este influenat de vitezaautomobilului.

La viteza maxim de deplasare a autoturismului, Vmax = 200 km/h,componentele sumelor rezistenelor i puterilor n palier au participatiile:

-100

0

100

200

300

400

500

600

0 50 100 150 200

V [km/h]

Rrul [daN]

Ra [daN]

Rp[daN]

R

-50

0

50

100

150

200

250

300

0 50 100 150 200

V [km/h]

Prul [kW]

Pa [daN]

Pp[kW]

P


55/96

55

Participaie %Rrul 33,32Ra 68,78

Prul 31,21

Pa 68,7

La viteza maxim de deplasare a autoturismului, Vmax= 200 km/h,componentele sumelor rezistenelor i puterilor n panta maxim aleas a drumuluimodernizat au participatiile:

Participaie %Rrul 13,1

Rp 54,34Ra 32,23

Prul 13,1Pp 54,34Pa 32,23

Se observ ca n ambele cazuri,a rulrii automobilului la vitez maxima attn palier ct i n panta maxim aleas a drumului modernizat participaiilerezistenelor sunt egale cu cele ale puterilor necesare nvingerii rezistenelorcorespunztoare.Deoarece unghiul pantei maxim ales a drumului modernizat nueste foarte mare,rezistena la rulare este mai mica dect cea a rezistenei aerului i apantei,fiind influenat de cosinusul unghiului.

Rezistena aerului depsete valoarea rezistenei la rulare,din cauza arieiseciunii frontale ale automobilului ce urmeaz a fi proiectat,ceea ce influeneazvaloarea coeficientului aerodinamic,care conduce n final la valoarea rezistenei aaerului.


56/96

56

Capitolul 4

Predeterminarea caracterosticii la sarcina totala a

motorului.Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tema

4.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcintotal a motorului dincondiia de atingere a vitezeimaxime la deplasarea automobilului npalier

Prin caracteristica exterioar se nelegefuncia de dependen a momentului motori a puteriimotorului fa de turaie , la admisietotal, reglajeleitemperatura

motorului fiind cele optime.Prin tema se impune valoarea de 200km/h, aceastafiind valoarea vitezei maxime la deplasarea autovehiculului n treapta de vitezceamai rapid (prizdirectsau echivalent ulei), npalier.Pentru a avea o anumitacoperire din punct de vedere al puterii , se admite catingerea Vmaxse obinepe opantfoarte mic 0=(0,05.0,3),rezultndn acest fel o putere maximPmax cevamai mare decat n cazul deplasriinpalier 0=0. Pentru determinarea puterii laviteza maxim se utilizeazbilanul de puteri la roat:

(4.1)

unde:- Pr reprezintputerea disponibil la roat;- Prul reprezint puterea necesar pentru nvingerea rezistenei la rulare aautovehiculului;- Pp reprezintputerea necesarnvingerii rezistenei la urcareapantei;- Pa reprezintputerea necesarnvingerii rezisteneiaerului;-Pd reprezint puterea necesar nvingerii rezistenei la demarareaautovehiculului.

Din condiiacV=Vmax rezult:

, de unde rezultcRd=0 i implicitPd=0.

Fcndnlocuirile n formula (4.1) rezult:


57/96


58/96

58

- sunt coeficieni de formcorespunztorituraieiridicate.Funcia definetecaracteristica la sarcintotalraportatidepinde de tipul i

particularitile constructive ale motorului.Se alege tipul motorului ( dac nu a fost impus prin tem ) i se adopt valorile

pentru coeficienii de adaptabilitate ( ca ) i de elasticitate ( ce ), comparabile cuvalorile existente la modelele similare.Folosind notiele de curs DinamicaAutovehiculelor, Andreescu Cr.,Universitatea Politehnica Bucureti , Facultatea de Transporturi , sectia AR ,

2013-2014 rezult c:

- Se definete coeficientul de adaptabilitate al motorului:

o .- Se definete coeficientul de elasticitate al motorului:

o .Valori orientative pentru cai cesunt date n tabelul urmtor:

Tabel 4.1 - Valorile coeficienilor de adaptabilitate i elasticitateTip motor ca Ce

MAS 1.10 1.25 0.45 0.65MAC 1.05 1.15 0.55 0.75

Fiind impus utilizarea unui motor de tip MAC prin tema de proiect se voralege din tabelul 4.1 urmtoarele valori pentru coeficieni de adaptabilitate ielasticitate : Cunoscnd cai cese calculeaz apoi valorile coeficienilor de form aicaracteristicii motorului:

(4.7)

ce

2ca 2 ce 1

ce 1 2

'2 ce

2 3 ce ca

ce 1 2

2 ce ca 1

ce 1 2

'3 2 ca ce

2

ce 1 2

ca 1

ce 1 2

'2 ce ca

ce 1 2


59/96

59

Rezult:

=0.755 = 1.061 = 0.816

= - 0.041 = 3.089 = 2.041

Se adopt o valoarepentru mrimearaportat:

(4.8)innd cont de valorile recomandate:

, pentru M.A.S.

, pentru M.A.C.

Corespunztortipului de motor impus prin tem (M.A.C.), se alege o valoarerecomandatpentru mrimearaportat:

= 0,95

Se calculeazputerea maximnecesarmotorului teoretic din relaia 4.6.

(4.9)

n care:

=(-0.041

0.95) + 3.089

0.9522.041

0.953=0.99 (4.10)

Pmax=165,73/0.99=167,4 kW

Pentru stabilirea valorii turaiei deputere maxim, np, se ine cont de valorileexistente la motoarele modelelor similar alese,n special de cele ale cror puteremaxim este foarte apropiat de cea calculat anterior.

nVma

nP

1.05...1.2

0.9...1.

PmaxPVmax

fnVmax

np

PVma

f ( )

f ( ) ' '2

' 3


60/96

60

Aceast valoare pentru puterea maxim a motorului teoretic obinut este cea mai apropiat de modelul Audi A4 care dezvolt o putere maxim de 150 kWla o turaie de 4000 de rotatii pe minut ( nP= 3800 rpm ) .

Astfel, toi parametrii necesari modelrii curbei de putere sunt cunoscui,gama de valori ale turaiei este:

n [nmin..nmax] (4.11)

unde nmin 0.2np,iar nmax se adopt in funcie de tipul motorului:nmax=1.2...1.25 nppentru M.A.S.nmax= nppentru M.A.C.

Rezult nmax= 4000 rpm.

Pentru modelarea curbei momentului motor se poate utiliza relaia detransformare:

M=955.5 [daNm],unde P [kW] i n [rpm] (4.12)Se traseaz caracteristica teoretic la sarcin total a motorului,pe baza

valorilor calculate i centralizate din tabelul 4.2.ca=1,1 ce=0,65 =0,7551 =1,0612 =0,8163 '=-0,0408 '=3,0816 '=2,0408

Motorul teoretic

n[rot/min]

760 1140 1520 1900 2280 2660 3040 3420 4000

P [kw] 25.8 40.9 56.8 72.9 88.6 104.4 120.2 140.6 165.0

M

[daNm]32.4 34.3 35.7 36.7 37.1 37.5 37.7 39.2 39.4


61/96

61

Figura 4.1 Caracteristica teoretic la sarcin total a motorului

Figura 4.1 reprezintcaracteristica teoretic la sarcin total,obinndu-se oalur specific motoruluide tip MAC.

4.2 Alegerea motorului i prezentarea caracteristicii sale la sarcin total

Pentru alegerea motorului, ce va echipa autoturismul impus prin tem, se vautiliza metoda caracteristicilor relative la sarcintotal. Aceastmetodpresupunealegerea a cel puin dou motoare cu puterea maxim foarte apropiat de ceateoretic (calculat anterior) ipentru care se cunoatevariaia P=P(n). Se obinastfel curbele caracteristicilor relative P/Pmax=f(n/np) pentru motoarele similare i

pentru cel teoretic.n funcie de poziia relativ a curbelor obinute se va alege motorul.

Recomandarea prevede ca alegerea scorespundsituaiein care curba motoruluiales s fie situatdeasupra curbei motorului teoretic, astfel ncat motorul ales sprezinte o rezerv de puteresuperioar.

Dup alegerea motorului se prezint caracteristica sa la sarcin total,preciznd parametrii siimportani (Pmax/np; Mmax/nM; nmin/nmax).

30.0

31.0

32.0

33.0

34.0

35.0

36.0

37.0

38.0

0.0

20.0

40.0

60.0

80.0

100.0

120.0

140.0

160.0

180.0

200.0

0 400 800 1200 1600 2000 2400 2800 3200 3600 4000 4400

M[daN*m]

P[kW]

n [rot / min]

Curba de putere

Curba de Moment


62/96

62

Audi A41.9 TDI

Pmax1 [kW] np1 [rpm] Mmax1[danM] nM1 [rpm]150 4000 35.83 4000

BMW Seria 3316d

Pmax2 [kW] np2 [rpm] Mmax2[danM] nM2 [rpm]135 4000 32.24 4000

Volvo S60T5Drive-E Pmax3 [kW] np3 [rpm] Mmax3[danM] nM3 [rpm]187.5 4800 37.32 4800

Utiliznd valorile centralizate din tabelul 4.3, precum i valorilecoeficienilor de form ai caracteristicii motorului, calculate cu formula 4.7, dar ivalorile coeficienilor de adaptabilitate i elasticitate, alese din tabelul 4.1, utilizndformulele corespunztoare, n continuare se vor determina valorile rapoartelorP/Pmax i n/np, ce vor fi centralizate n tabelul 4.4, pentru a obine curbelecaracteristicilor relative P/Pmax=f(n/np).

Motorul teoreticn[rpm] 820 1000 1200 1700 2200 2700 3200 3700 400P[kW] 32.2 40.5 50.2 75.5 100.5 124.2 144.9 160.8 167.5M[danM] 29.0 30.3 31.0 32.3 33.7 35.0 36.3 37.5 38.8n/np 0.15 0.22 0.30 0.43 0.55 0.68 0.80 0.93 1.00P/Pmax 0.1 0.15 0.30 0.45 0.60 0.74 0.87 0.96 1.00

Motorul 1.9 TDIn[rpm] 820 1000 1200 1700 2200 2700 3200 3700 4000P[kW] 32.2 40.1 45.0 0.5 90.1 111.3 129.8 144.1 150.0

M[danM] 31.8 32.4 33.5 34.3 34.9 35.4 36.8 37.2 38.1n/np 0.19 0.25 0.30 0.43 0.55 0.68 0.80 0.93 1.00P/Pmax 0.11 0.18 0.30 0.42 0.60 0.74 0.87 0.96 1.00

Motorul 316dn[rpm] 820 1000 1200 1700 2200 2700 3200 3700 4000P[kW] 25.2 30.5 40.5 60.2 81.1 100.2 116.8 129.7 135.0M[danM] 28.2 28.8 29.2 30.2 31.2 32.5 32.9 33.5 34.3n/np 0.12 0.19 0.30 0.43 0.55 0.68 0.80 0.93 1.00P/Pmax 0.09 0.2 0.30 0.41 0.60 0.74 0.87 0.96 1.00

Motorul T5Drive-En[rpm] 820 1200 1700 2200 2700 3200 3700 4200 4800P[kW] 38.4 45.4 72.5 92.0 115.4 137.5 157.3 173.7 187.5M[danM] 35.4 36.2 38.3 39.9 40.8 41.0 40.6 41.5 42.8n/np 0.15 0.25 0.35 0.46 0.56 0.67 0.77 0.88 1.00P/Pmax 0.14 0.24 0.00 0.49 0.62 0.73 0.84 0.93 1.00


63/96

63

Observm c diferena de putere dintre motorul teoretic i cel al modeluluiAudi A4 1.9 TDI nu este foarte mare, rezultnd astfel o diferen nesemnificativntre rapoartele P/Pmax, n/np. Pentru a nu se ncrca i suprapune curbelecaracteristicilor relative P/Pmax=f(n/np) celor dou motoare,se va trasa figura 4.2cu o singur curb aferent valorilor menionate anterior.

Figura 4.2 Curbele caracteristicilor relative P/Pmax=f(n/np)

Figura 4.3. Caracterstica motorului 1.9 TDI


64/96


65/96


66/96

66

n care turaia de vitez maxim , nVmax , se calculeaz cu expresia :

(5.4)

valoarea parametrului fiind deja cunoscut.

Valoarea predeterminat a raportului i0 trebuie s fie definitivat (i0ef), ca fiindun raport ntre dou numere naturale, corespunztoare numerelor de dini sauproduselor de numere de dini ale roilor dinate n angrenare.

Deci

(5.5)In care

Pentru definitivarea rapotului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numerede dini , pornind de la valoarea predeterminat i de la schema cinematic atransmisiei principale.

Figura 5.1 Schemele cinematice ale transmisiilor principale centrale


67/96

67

Dac (i0)pred7

Zpmin 15* 12* 9 7 5 5* Se poate alege chiar 11.

La transmisia principal simpl, se alege numrul de dini corespunztori uneiroi dinate cilindrice: zp=1417.

Din relaia 5.6 rezult rezult zc care se va rotunji la valoarea ntreag cea maiapropiat , dup care se recalculeaz raportul de transmitere efectiv i01. Dupaceea,modificnd numrul de dini ai coroanei sau chiar ai pinionului de atac sedetermin nsa alte cteva rapoarte efective i02 i i03 (abaterea valorii rapoartelorefective alese i01, i02 i i03 nu trebuie s depeasc 5% fa de ceapredeterminat).


68/96

68

innd cont de faptul ca valoarea calculat a raportului de transmitere altransmisiei principalei0 pred = 1,951, alegem numrul de dini corespunztor din tabelul 5.1. zp=15, deunde rezult:zc = i0 zp = 1,951 15 = 29,3care se rotunjeste la valoarea:zc = 30,iar valoareacalculat pentru raportul de transmitere efectiv: i01 = 30/15 = 2.

Alte numere de dini ale roilor dinate cilindrice :- zp=15, zc = 29- zp=14, zc = 32 rezult:- i02 = 29/15 = 1,93- i03 = 34/14 = 2,42

Alegerea uneia dintre cele 3 variante de rapoarte de transmitere efective, i01, i02

sau i03, se face reprezentnd grafic variaia Pr(V) si Prez,0(V). n final se justificalegerea facut, pe baza reprezentrii grafice din figura 5.2.Pentru definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale se faceanaliza diagramei de valori de definitivare a lui i0. Pentru aceasta se utilizeazrelaia :

(5.7)


69/96


70/96

70

5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a

schimbtorului de viteze (is1)

Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din urmtoarele

condiii:- nvingerea pantei maxime, impus prin tem;- Deplasarea n palier, pe drum modernizat, cu o vitez minim stabilit;- Solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

5.2.1. Determinarea lui is1 din conditia de panta maxim impusprin tem

La determinarea acestui raport se pune condiia ca urcarea pantei maxime sa se

fac cu viteza constant, redus.

Din bilanul de traciune , se obine relaia:

(5.8)

n care rezistena specific maxim a drumului se calculeaz cu relaia :

(5.9)

unde (5.10)

Ceilali termeni din relaia (5.8) sunt cunoscui.

Pentru valorile cunoscute ale parametrilor:Ga = 2380 daN rd = rr = 286 mm = 0,286 mMmax = 38 daNm i0 = 1,951f(0)= 1,6115x10-2 t = 0,9pmax = arctg ( pmax ) = arctg ( 0.4) = 23max = 1,6115x10-2 cos (23)+sin(23)=0,405


71/96


72/96


73/96

73

Partea a II-a

Capitolul 1

Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj

1.1. Analiza soluiilor constructive posibile

Ambreiajul face parte din transmisia automobilului si este intercalat intremotor si cutia de viteze , reprezentnd organul de transmitere a momentului de laarborele cotit al motorului la cutia de viteze.

Funciile ambreiajului sunt urmtoarele :permite la pornirea automobilului cuplarea progresiva a motorului , care se afla infunciune , cu celelalte organe ale transmisiei , care , in acel moment, stau pe loc;

permite cuplarea si decuplarea in timpul mersului automobilului motorului cutransmisia , la schimbarea treptelor de viteze ;protejeaz la suprasarcini celelalte organe ale transmisiei.

Ambreiajul trebui sa ndeplineasc anumite condiii , si anume :- sa permit decuplarea completa si cat mai rapida a motoruluide transmisie ,pentru ca schimbarea treptelor sa se fac fara ocuri;- sa decupleze cu eforturi minime din partea conductorului , fara a se obineinsa o cursa la pedala mai mare de 120-200 mm .Fora la pedala necesaradeclupari nu trebuie sa depaseasca 150 N la autoturisme si 250 N laautocamioane si autobuze ;- partile conduse sa aib o greutate cat mai redusa pentru ca schimbareatreptelor sa se fac fara ocuri- sa fie suficient de progresiv pentru a se evita pornirea brusca din loc aautomobilului ;- sa asigure in stare cuplata o mbinare perfecta intre motor si transmisie;- sa permit eliminarea cldurii care se produce in timpul procesului decuplare prin patinarea suprafeelor de frecare ;- sa amortizeze vibraiile ce se produc in transmisie ;- sa aib o construcie simpla si ieftina ;

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

Ambreiajele se clasifica dup principiul de funcionare si dup tipulmecanismului de comanda .

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


74/96

74

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

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

Cel mai utilizat model de ambreiaj este cel monodisc uscat. Acesteechipeaza cele mai multe cutii de viteze cu actionare manuala. Din punct de vedereconstructiv, acest tip de ambreiaj necesita prezenta a doua suprafete de frecare,volantul respectiv discul de presiune, un element elastic care sa asigure debreiereasi mecanismul de debreiere. Un avantaj este protectia buna la suprasarcini iar undezavantaj poate fi considerat faptul ca disiparea caldurii se face dificil. O altavarianta construcitva a acestei solutii o reprezinta ambreiajul bidisc. El este formatdin aceleasi elemente, insa are doua discuri conduse.

O alta solutie constructiva o reprezinta ambreiajul multidisc umed. Acesta

este din ce in ce mai utilizat la schimbatoarele de viteza de tip DCT. Ambreiajuleste format din mai multe discuri de dimensiuni mai mici decat in cazulambreiajului uscat si este actionat prin pistonase de presiunea de ulei. Dezavantajulacestei solutii ar fi sistemul electro-hidraulic de actionare foarte complex.

O alta solutie o reprezinta ambreiajul hidrodinamic. Acesta este folosit latransmisiile automate si se remarca prin faptul ca nu exista nicio legatura mecanicaintre arborele cotit si arborele primar al cutiei de viteze. Aceasta solutie aredezavantajul de a avea un randament destul de mic, aproximativ 0,8.

1.2. Compunerea ambreiajuluiAmbreiajul este compus din urmatoarele parti principale:

I) Partea conducatoare: este acea parte a ambreiajului care este montata pevolantul motorului. Ea poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului carese roteste cind motorul este in functiune, ambreiajul este decuplat, iar automobilulsta pe loc si cuprinde urmatoarele componente principale:

- Carcasa interioara a ambreiajului:- Placa sau discul de presiune;- Arcul (arcurile de presiune);

II) Partea condusa: este acea parte a ambreiajului care este in legaturacinematica directa cu arborele de intrare (primar) al schimbatorului de viteza. Ea

poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului care nu se roteste cindmotorul e in functiune, ambreiajul e decuplat, iar automobilul sta pe loc sicuprinde urmatoarele componente:- Discul sau discurile conduse ale ambreiajului;


75/96

75

- Arborele ambreiajului;

III) Sistemul de actionare sau de comanda al ambreiajului are in componentadoua parti:- Sistemul interior de actionare cuprinde piesele si subasamblele carerealizeaza comanda ambreiajului si sunt situate in interiorul carterului.- Sistemul exterior de actionare cuprinde toate piesele si subansamblelemontate intre pedala ambreiajului si capatul furcii ambreiajului. El are maimulte variante constructive si constituie un criteriu de clasificare a ambreiajelor.

1.3. Prezentarea unor solutii constructive de ambreiaj i alegereasoluiei constructive pentru autoutilitara ce se va proiecta

Se vor prezenta in continuare doua tipuri de solutii constructive

corespunzatoare temei impuse:

Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice

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

Partile componente ale ambreiajului se grupeaz in: organe conductoare .,organe conduse si mecanismul de comanda .Organele conductoare sunt : volantul ,mpreuna cu carcasa, discul de

presiune, arcurile de presiune si prghiile de declupare .Discul de presiune este solidar in rotaie cu volantul si se poate deplasa

axial. Arcurile 3 ,care realizeaz fora de apsare a suprafeelor de frecare , suntaezate intre discul de presiune si carcasa ambreiajului . Prghiile de deplasare suntprevzute cu doua puncte de articulaie : unul indiscul de presiune si celalalt incarcasa .

Organele conduse ale ambreiajului sunt : discul condus si arboreleambreiajului. Discul condus este aezat intre volant si discul de presiune , putndsa se deplaseze axial pe arborele ambreiajului prevzut cu caneluri la fel ca si

butucul discului . Pe discul condus sunt fixate prin nituri doua garnituri de frecarece au un coeficient de frecare mare .


76/96

76

Mecanismul de comanda se compune din manonul de debreiere si pedalaambreiajului .

La debreiere . se apas pedala ambreiajului si tija se deplaseaz spredreapta iar furca de debreiere mpinge manonul de debreiere spre stnga .

Rulmentul de presiune apas pe capetele interiore ale prghiilor de declupare , iaracestea se rotesc in jurul punctelor de articulaie de pe carcasa . In felul acesta ,prghiile de declupare deplaseaz discul de presiune spre dreapta , comprimndarcurile . Deoarece discul condus nu mai este apsat asupra volantului ,transmiterea momentului de la motor la cutia de viteze se ntrerupe .

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

Figura.1.1. Ambreiaj monodisc simplu cu arcuri periferice


77/96

77

Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragm

Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma in prezent este foarteutilizat la autoturisme.

La acest tip de ambreiaj rolul arcurilor de presiune este indeplinit de un arc

central sub forma de diafragma, format dintr-un disc de otel subtire prevazut cutaieturi radiale; arcul diafragma are forma tronconica si indeplineste atat rolularcurilor periferice cat si cel al parghilor de debreiere.

Cnd ambreiajul este cuplat ,arcul tip diafragma se reazem in carcasa prinprin intermediul inelului si datorita formei sale concave , apas asupra discului depresiune iar acesta la rndul sau asupra discului condus si volantului.

La declupare , micarea se transmite , de lapedala ambreiajului , prin prin

mecanismul de comanda , la rulmentul de presiune , care se deplaseaz spre stngasi apas asupra prti interioare a diafragmei se va deplasa deci spre dreapta .Infelul acesta , discul condus nu mai este apsat pe volant de ctre discul de presiuneia legtura dintre motor si cutia de viteza se ntrerupe .


78/96

78

Figura.1.2. Ambreiaj monodisc cu arc diafragm

Soluia constructiva adoptata este ambreiaj monodisc cu arcuri perifericedatorita simplitii sale constructive, compactitatii si greutii reduse.

Discul de presiune va fi din fonta, obinut prin turnare.

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

Pentru o cuplare mai lina si reducerea cat mai mult a ocurilor dintransmisie, se vor creste calitile elastice ale discului condus. Discul propriu-zis vafi prevzut cu tieturi radiale, indoite alternnd, astfel rezultnd un disc ondulat.Aceasta soluie este mai avantajoasa fata de folosirea arcurilor lamelare ondulatedeoarece este mai simpla de realizat si cu un numr mai mic de piese. Elementulelastic suplimentar si amortizoarele pentru oscilaii de torsiune vor fi arcurielicoidale, deoarece au o durata de funcionare mai mare, rezista mai bine la

temperaturi inalte dect suspensiile din cauciuc , in plus putindu-se realiza ocaracteristica de amortizare franta acoperindu-se o gama mai larga de vibraii.Garniturile de friciune vor fi prinse prin nituri de discul condus pentru a se

putea inlocui mai uor atunci cand se vor uza.Sistemul de acionare va fi hidraulic, astfel nu va mai fi necesara reglarea,

sistemul avnd capacitatea de a prelua jocurile rezultate in urma uzurilor; sistemul


79/96

79

de acionare hidraulic este preferabil celorlalte sisteme datorita randamentului sauridicat si silentiozitatii sale.

Capitolul 2

Calculul de dimensionare i verificare a garniturilor de frecareale ambreiajului

2.1. Determinarea momentului de calcul

n timpul functionarii ambreiajului, ca urmare a frecarilor normale din fazelede cuplare-decuplare, suprafetele de frecare ale discurilor conduse sunt supuseuzurii, arcurile de presiune se detensioneaza, iar forta de apasare se micsoreaza.

Pentru transmiterea de ctre ambreiaj a momentuluimotor maxim frpatinare,pe toat durata de funcionare este necesar ca momentul de frecare alambreiajului s fie mai mare dect momentul maxim al motorului. n acest scop seintroduce n calcul un coeficient de siguran .

Momentul de calcul va fi:

(2.1)

La alegerea coeficientului se ine seama de tipul i destinaiaautovehiculului precum i de particularitileconstructive ale ambreiajului.

Se alege =1,6 Mc=1,6.38=60,8[daNm].

2.2. Determinarea momentului de frecare al ambreiajului

Pentru determinarea momentului de frecare al ambreiajului se consideruncoeficient de frecare =0,27.(intre 0,25 si 0,3).

Pentru momentul de frecare total avem:

(2.2)

ma xMM

c

)(3

2 33iea RRpM


80/96


81/96

81

unde, C=(0,530,75).

Tinand seama de faptul ca uzura garniturilor este mai accentuata la periferiedecat spre centru, din cauza vitezelor de alunecare diferite, se recomanda ca limita

superioara a coeficientului C sa se adopte in cazul automobilelor echipate cumotoare rapide.Se alege C=0,60

Tabel 2.1. Valorile coeficientului

Se alege =36

Deci vom avea:

Tabel 2.2. Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje

De 150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350Di 100 110 125 130 150 155 165 175 185 195G 2,53,5 3,5 3,5; 4,0

Se alege din STAS 7793-67 De=325[mm]Re=162.5[mm]DI=185[mm] RI=92.5[mm]Grosimea garnituriig=4mm

][5.1272

5.925.162

2mm

RRR iem


82/96

82

2.3. Determinarea forei de apsare asupra discurilor ambreiajului

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

Momentul de frecare al ambreiajului este:

Ma = 62,32 [daNm]

Momentul ambreiajului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul decalcul (Mc=54,4 daNm), astfel garniturile de frecare pot fi considerate corectdimesionate.Dac se consider fora F uniform distribuit pe suprafeele de frecare, presiunea pva fi dat de relaia:

p = 0,158 [MPa]

Aria suprafeei garniturilor de frecare este:

][10352)5.925.162()( 22222 cmiRRA ie


83/96

83

Capitolul 3

Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului

3.1. Calculul arcurilor de presiune

Arcurile de presiune ale ambreiajului sunt solicitate dup un ciclu asimetric.Arcurile periferice sunt n general arcuri cilindrice din srm tras i au o

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

- na=nr. de arcuri;- Fa=fora pe care trebuie s o dezvolte un arc.

Avem relaia: Fa= Fa/ na (3.1)na-se alege n general ca multiplu de 3 pentru a avea o apsare uniform a arcurilorasupra discului de presiune.

Pentru autoutilitare Fatrebuie s se ncadreze ntre 4080[daN].Pentrudiametrul exterior al garniturilor de frecare ntre (280380)[mm] se recomand sse aleagntre (12-18) arcuri.Se aleg 16 arcuri.

(3.2)

unde :- Fr= foradatorit arcurilor care ajut la obinerea unei debreieri complete.- cf= coeficient care ine seama de forele de frecare.

Pentru ambreiaje monodisc cf=0,90,95. Se alege cf=0,95. Calculul se facepentru un ambreiaj decuplat cnd fiecare arc dezvoltfora Fa.

Pentru a rezulta un ambreiaj care se manevreaz fr dificultate serecomand ca la decuplare creterea forei arcului s nu depeasc cu 1525% dinvaloarea ei iniial.

(3.3)

Se alege:(3.4)

f

r

ac

FFF

aa FF ')25,115.1("

)'"( aaar FFnF

aaraa FFFFF 2,0')12,1(15'2,1"


84/96

84

(3.5)

(3.6)

3.2. Calculul efortului unitar pentru solicitarea la torsiune

Vom folosi formula:

(3.7)

Unde:- D=diametrul mediu de nfurare al arcului;- d= diametrul srmei arcului;- k=coeficient de corecie al arcului.

(3.8)

-unde se noteaz cu c=D/d.

Se recomand : c=58. Se alege c=7.Pentru arcurile de ambreiaj ta=7000[daN/cm

2]Coeficientul k se calculeaz cu relaia:

raf FFcF

aaf FFcF 2,0

][11782,095,0

8832,0

daNc

FFf

a

][625.7316

1178' daN

n

FF

a

aa

][35.88'2,1" daNFF aa

ta

a

d

DkFd

"8

3

"8

d

DkF a


85/96

85

(3.9)

(3.10)

Deci diametrul srmei va fi:

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

3.3. Determinarea numrului de spire

Pentru determinarea numrului de spire nsse pleac de la formula sgeii:

(3.11)

Unde:- f=sgeata arcului;- G=modul de elasticitate transversal .

(3.12)

D=c.d=7.5=35[mm]

Se noteaz: -rigiditatea arcului.

(3.13)

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

cc

ck

615,0

)1(4

14

2,17

615,0

)17(4

174

k

Autoproiect I

Documents

Transcript of Autoproiect I