2.4 Determinarea incarcarilor statice pe punti

Pentru determinarea incarcarilor statice pe punti avem de studiat 2 cazuri:

Cazul 1 – sarcina proprie Cazul 2 – sarcina plina

După stabilirea centrelor de masă se determină încărcările statice la cele doua punţi corespunzătoare celor două stări de încărcare(sarcina proprie si sarcina plina).Pentru determinarea lor se folosesc formulele:

G1,0=b0

L∙G 0 şi G2,0=

a0

L∙G 0 , pentru cazul 1,

si

G1=bL

∙G a şi G2=aL

∙Ga, pentru cazul 2,

unde: a0şi b0 reprezintă distanţele de la centrul de masă Cg0 la puntea

faţă respectiv puntea spate:a0=1400 mmb0=3000-1400=1600 mm.

a şi b reprezintă distanţele de la centrul de masă Cg la puntea faţă respectiv puntea spate.

a=1752 mmb=3000-1752=1248 mm.

Incărcarile statice pentru primul caz.

G1,0=b0

L∙G 0=

16003000

∙ 1850=986.67 daN

G2,0=a0

L∙G 0=

14003000

∙ 1850=863.33 daN

Pentru cazul 2

G1=bL

∙G a=12483000

∙ 2900=1206.4 daN

G2=aL

∙Ga=17523000

∙ 3000=1693.6 daN

Calculând procentual obţinem în cazul 1: (automobilul descarcat complet cu sarcina proprie)

G1,0%=G1,0

G0

∙ 100= 53.33[%] G2,0 %=G2,0

G0

∙ 100=46.67[%].Procedând la fel şi în cazul 2: (automobilul încărcat complet cu sarcina

utilă) obţinem:

G1%=G1

Ga

∙ 100=40.2 [%] G2 %=

G2

G a

∙ 100=58.8[%]

2.4.2 Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere şi stabilitatea longitudinală a automobilului în strânsă legătură cu panta maximă impusă prin temă.

Valorile parametrilor geometrici au fost luaţi în considerare încă din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului ei fiind definitivaţi odata cu întocmirea schiţei de organizare generală şi a desenului de ansamblu.

Parametru ValoareUnghiul de atac [0] 19Unghiul de degajare [0] 24Raza lomgitudinală de trecere [mm] 4334Raza tranversală de trecere [mm] 1128

Tabelul 2.9

Unghiul de rampă trebuie să fie cel puţin egal cu unghiul pantei maxime impuse prin tema de proiect pmax = 32%.

Calculând unghiul pantei maxime se obţine:

α pmax=arctg ( pmax )=arctg (0.32 )=17.74º

Condiţiile cele mai dificile la înaintare pentru automobile sunt în general urcarea pantei maxime impusă prin tema de proiectare pmax =tg(α pmax

).

Dupa cum s-a putut observa din capitolul 1,automobilul de proiectat are puntea motoare fata, 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 ∙

bL

1−hg

L∙ φx

¿

unde φx reprezintă coeficientul de aderenţă longitudinal si ia valori in intervalul [0.7; 0.8].

Calculând unghiul de alunecare în cele două cazuri(sarcina proprie si sarcina plina) se obţine:

tg α pa 0=φx ⋅

b 0L

1+hg

Lφx

=0.75 ⋅

16003000

1+785

3000⋅ 0.75

=0.494

⇒ α pa 0=arctg (0.494 )=26.270

tg α pa=φx ⋅

bL

1+hg

Lφx

= 0.75⋅

12483000

1+837

3000⋅0.75

=0.258

⇒ α pa=arctg (0.258 )=14.460 , în care φx=0.75.

La deplasarea pe drumul cu panta maxima impusa prin tema nu trebuie sa se produca rasturnarea autovehiculului. Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia: α pr=arctg( bhg

) Calculand unghiul limita de rasturnare, vom obtine:α pr 0=arctg( b

hg)=¿ arctg ( 1600

785 )=63.860

α pr=arctg( bhg

)=¿ arctg ( 1248837 )=¿ 56.150 Conditiile de stabilitate longitudinal, la deplasarea autovehiculului pe panta maxima impusa sunt: α pr ≥ α pa≥ α pmax

Se poate observa ca, inlocuind in relatia de mai sus valorile obtinute mai sus, conditiile de stabilitate longitudinala sunt indeplinite pentru autovehiculul gol cat si complet incarcat: autovehicul descarcat: 63.860≥ 26.270 ≥ 17.74º autovehicul incarcat: 56.150 ≥ 14.460 ≤17.7

2.5 Alegerea anvelopelor şi a jantelor.

La alegerea pneurilor şi jantelor trebuie să se aibă în vedere destinaţia autovehiculului şi performanţele acestuia. Numărul de pneuri cu care va fi echipat autovehiculul se alege având în vedere ca încărcarea lor sa fie uniformă şi conformă cu recomandările din standarde.

Incărcarea statică pe pneu corespunde sarcinii utile maxime calculate a utomobilului va fi:

Zpj=G j

N pnj

, j=1, N p unde N p−numărul de pneuri la puntea j

Având în vedere ambele cazuri de încărcare se vor calcula sarcinile utile pentru fiecare dintre cele două. Cazul 1:automobilul este neîncărcatÎncarcarea unui pneu pe puntea faţă:

Zp 10=G10

2= 986.67

2 =493.335 daNÎncărcarea unui pneu pe puntea spate:Zp 20=G20

2= 863.33

2 =431.665 daN Cazul 2:automobilul este încărcat completÎncarcarea unui pneu pe puntea faţă:

Zp 1=G1

2=1206.4

2 =603.2 daNÎncărcarea unui pneu pe puntea spate:Zp 2=G2

2=1693.6

2 =846.8 daN

Studiind încărcarile statice pe pneu corespunzătoare sarcinii utile ţinând cont de ambele cazuri de încărcare, alegerea pneurilor se va face ţinând cont de încarcarea statica cea mai mare adică în cazul nostru aceasta are valoarea Zp 2=846.8 daN. Capacitatea portantă necesară pneului definită ca fiind încărcarea radial maximă suportată de aceasta va fi:Q pneu=(max Zpj)/k q (3.10)unde k q =1.00 şi max Zpj=846.8 daN.Efectuând calculul rezultă:Q pneu=846.8/1.00=846.8 daN

Conform tabelului rezulta ca este necesar un pneu cu indexul de incarcare de minim 106. Dupa o analiza a ofertei mai multor producatori de anvelope s-au ales doua modele care se apropie cel mai mult de dimensiunile intalnite si la modelele similar. Caracteristicile acestora sunt prezentate in tabelul .

LI   kg 50  190 51  195 52  200 53  206 54  212 55  218 56  224 57  230 58  236 59  243 60  250 61  257 62  265 

  LI   kg 70  335 71  345 72  355 73  365 74  375 75  387 76  400 77  412 78  425 79  437 80  450 81  462 82  475 

  LI   kg 90  600 91  615 92  630 93  650 94  670 95  690 96  710 97  730 98  750 99  775

 100  800 101  825 102  850 

  LI   kg 110  1060 111  1090 112  1120 113  1150 114  1180 115  1215 116  1250 117  1285 118  1320 119  1360 120  1400 121  1450 122  1500 

  LI   kg 130  1900 131  1950 132  2000 133  2060 134  2120 135  2180 136  2240 137  2300 138  2360 139  2430 140  2500 141  2575 142  2650 

  LI   kg 150  3350 151  3450 152  3550 153  3650 154  3750 155  3875 156  4000 157  4125 158  4250 159  4375 160  4500 161  4625 162  4750 

63  272 64  280 65  290 66  300 67  307 68  315 69  325

83  487 84  500 85  515 86  530 87  545 88  560 89  580

103  875 104  900 105  925 106  950 107  975

 108  1000 109  1030

123  1550 124  1600 125  1650 126  1700 127  1750 128  1800 129  1850

143  2725 144  2800 145  2900 146  3000 147  3075 148  3150 149  3250

163  4875 164  5000 165  5150 166  5300 167  5450 168  5600 169  5800 Tab2.9 – Indicele de sarcina

Referitor la simbolul categoriei de viteza se observa in tabelul 2.9 ca simbolul R, 160 km/h, este cel ideal.

Indice vitezaViteza maxima Indice viteza

Viteza maximaKm/h MPH Km/h MPH

L 120 75 S 180 113M 130 81 T 190 118N 140 87 U 200 125P 150 95 H 210 130Q 160 100 V 240 150R 170 105 W 270 168Z 240+ 150+Tab. 3.0 – Indicele de viteza

Conform modelelor similare,in privinta latimii sectiunii,a raportului nominal de aspect(ρna),a diametrului jantei si a tipului de anvelopa s-a ales pneul: 215/65 R16

Lăţimea secţiunii pneului: Bu=215 mm Diametrul de asezare: Das=16 inch=406.4 mm Diametrul exterior: De= 546.15 mm Raza liberă r0=273.075 mm

Raza de rulare rr=λ r0=0.93*273.075=253.95 mm Viteza maximă de exploatare a pneului Vpmax=160 km/h

Diametrul exterior s–a calculat dupa formulaD e=Das∗25.4+2∗ρ na∗B u=16∗25.4+2∗0.65∗215=546.15 mm Conform tutoror celor analizate mai sus si a studiului modelelor similare deducem ca pneul ce indeplineste toate conditiile este :

215/65 R16 R 106

Capitolul 3 Calculul de tractiune al automobilului de proiectat

3.1 Determinarea parametrilor necesari calcului de tracţiune

3.1.1 Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor

În timpul rulării automobilului coeficientul de rezistenţă la rulare are o influenţă importantă asupra puterii motorului şi a comsumului de combustibil.Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare pentru automobilul de proiectat se va face în funcţie de caracteristicile pneurilor şi după o funcţie polinomială : f =f 0+f 01 ∙V + f 02 ∙ V 2 (3.1)

unde: f 0=1.6115 ∙10−2 f 01=−1.002⋅10−6 f 02=2.3214 ⋅10−7 ,valori corespunzatoare unei anvelope radiale,de sectiune joasa.Se va reprezenta grafic f =f (V ) dupa valorile centralizate în tabelul 3.1.

V [km/h] f V [km/h] F0 0.0161 90 0.01837110 0.016119 100 0.01891520 0.016197 110 0.01951730 0.016332 120 0.02017840 0.016526 130 0.02089650 0.016779 140 0.02167460 0.017089 150 0.02250970 0.017458 160 0.02340380 0.017886 Tabel 3.1Variaţia coeficientului de rezistenţă la rulare în funcţie de viteza

automobilului.

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 1700

0.00500000000000004

0.0100000000000001

0.0150000000000001

0.0200000000000002

0.0250000000000002f(V)

f(V)

V [km/h]

f

Se observă din grafic precum şi din tabel, cu cât viteza automobilului creşte şi coeficientul f creşte după o funcţie parabolică. Pentru determinarea coeficientului f s-a considerat că automobilul rulează numai pe astfalt rectiliniu,orizontal.

3.1.2 Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a automobilului

Aria secţiunii maxime sau aria proiecţiei frontale a automobilului se obţine prin:- Planimetrarea conturului exterior delimitat din vederea din faţă a desenului de ansamblu;- Calculul cu relaţia:

A=c f ⋅ ( H a−hb ) ∙ la+N pn⋅hb⋅Bu[m2] (3.2)

unde {Bu−lăţimea sec ţiunii anvelopei

hb−înălţimeamarginii inferioare a bareide protecţie faţă decalela−lăţimea automobiluluiN pn−numărul de pneuri

c f−coeficient de formă , pentru automobile se adoptăc f =0.89

Pe baza relatiei de mai sus, pentru automobilul de proiectat s-a determinat aria secţiunii maxime a automobilului : A=c f ⋅ ( H a−hb ) ∙ la+N pn⋅hb⋅Bu=0.89⋅ (1.94−0.15 ) ∙ 1.9+2 ∙0.15 ∙ 0.215=3.1m2 Conform desenului efectuat in Autocad aria sectiunii transversale este egala cu 3.15 m2.Se adopta aria obtinuta in Autocad intrucat aceasta e mai apropiata de realitate.

3.1.3 Determinarea coeficientul de rezistenţă a aerului

Pentru determinarea performanţelor de tracţiune şi consum al automobilului de proiectat, principalii parametri aerodinamici care trebui cunoscuţi sunt coeficientul de rezistenţă a aerului cx, aria secţiunii transversale maxime a automobilului A.

Coeficientul cx este dependent de forma automobilului şi de aceea este util să se cunoască valoarea acestuia şi pentru diferite tipuri de automobile.În tabelul dat, se dau intervale cu valorile lui cx în funcţie de aria automobilului.Tipul automobilui cx cx alesAutoturism cu caroserie închisă 0.30…0.50 0.4Tabel 3.2

3.1.4 Determinare randamentului transmisiei

Prin determinări experimentale s-a arătat că randamentul transmisiei depinde de un număr mare de factori: momentul transmis, turaţia arborelui primar, treapta cuplată a schimbătorului de viteză. Deoarece luarea în considerare a tutror acestor factori în faza iniţială a proiectării automobilui e dificilă atunci randamentul transmisiei se consideră constant.Randamentul automobilului din tema de proiectare se adoptă la valoarea ηt=0.92.3.2 Determinarea rezistenţelor la înaintare şi a puterilor

corespunzătoare, în funcţie de viteza automobilui

Puterea maximă a motorului este condiţionată de puterea cea mai mare necesară deplasării automobilului. Automobilul în deplasare trebuie să învingă următoarele rezistenţe: Rezistenţa la rulare: Rrul=f (V )⋅G a ∙ cos (α¿¿ p)[daN ]¿ (3.3)

Rezistenţa la pantă: Rp=Ga ∙ sin (α¿¿ p)[daN ]¿ dar α p=0 (3.4) Rezistenţa aerului: Ra=

k ⋅ A ⋅V x2

13[ daN ] k=0.06215⋅ cx (3.5)

Rezistenta la demarare Rd=Rdt+Rdr=δ∙ g ∙ dVdt (3.6),unde δ - coeficeientul maselor in miscare de rotatie

g - acceleratia gravitationala dV

dt – acceleratia automobilului Deplasarea fiind∈ palier si facandu−se cu viteza maxima rezulta ca acceleratia este egala cu 0,deci implicit rezistenta la demarare este 0(Rd=0).Bilanţul de putere al automobilului este: P=P rul+Pp+Pa (3.7)

Motorul automobilului trebuie să învingă puterile dezvoltate de către rezistenţe.Acestea sunt: Puterea la rulare: Prul=

R rul ⋅V360

[kW ] (3.8) Puterea aerului: Pa=

Ra⋅V360

[kW ] (3.9) Valorile rezistenţelor şi a puterilor corespunzătoare se vor centraliza în tabelul 3.3. Se vor reprezenta grafic variaţia fiecarei rezistenţe şi puteri în funcţie de viteza automobilui.V[km/h] f Rrul[daN] Ra[daN] Prul[kW] Pa[kW] ΣR[daN] ΣP[kW]0 0.0161 46.69 0 0 0 46.69 0

10 0.016119 46.74548 0.602377 1.298486 0.016733 47.34786 1.315218

20 0.016197 46.97005 2.409508 2.609447 0.133862 49.37955 2.74330930 0.016332 47.36369 5.421392 3.946974 0.451783 52.78509 4.39875740 0.016526 47.92642 9.638031 5.325158 1.070892 57.56445 6.3960550 0.016779 48.65823 15.05942 6.758088 2.091587 63.71765 8.84967460 0.017089 49.55912 21.68557 8.259853 3.614262 71.24469 11.8741270 0.017458 50.62909 29.51647 9.844546 5.739313 80.14556 15.5838680 0.017886 51.86815 38.55212 11.52625 8.567138 90.42027 20.0933990 0.018371 53.27628 48.79253 13.31907 12.19813 102.0688 25.5172

100 0.018915 54.8535 60.23769 15.23708 16.73269 115.0912 31.96978110 0.019517 56.5998 72.88761 17.29438 22.27121 129.4874 39.5656120 0.020178 58.51518 86.74228 19.50506 28.91409 145.2575 48.41915130 0.020896 60.59964 101.8017 21.8832 36.76173 162.4013 58.64493140 0.021674 62.85318 118.0659 24.44291 45.91451 180.9191 70.35741150 0.022509 65.27581 135.5348 27.19825 56.47284 200.8106 83.67109160 0.023403 67.86752 154.285 30.16334 60.23769 203.4023 90.40103Tabel 3.3

Variatia rezistentei la rulare(Rrul),a rezistentei aerului(Ra) si a sumei rezistentelor(ΣR) in functie de viteza.

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

50

100

150

200

250

RrulRaΣP

V[km/h]

Variatia puterii necesare invingerii rezistentei la rulare si a puterii necesare invingerii rezistentei aerului in functie de viteza automobilului.

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

20

40

60

80

100

120

PrulPaΣP

V[km/h]

Din grafice reiese că rezistenţa la rulare pentru viteze mici ale automobilului este mică dar pentru valori începând de la 90 km/h rezistenţa la rulare devine semnificativă.Rezistenţa aerului la viteze mici este neimportantă dar de la viteze de la 70km/h devine importantă putând afecta performanţele automobilului.Variaţia puterii la rulare este la început liniară dar cu cât viteza creşte devine importantă acesta variind parabolic. Pentru automobilul de proiectat puterea învingerii rezistenţei aerului devine importantă de la viteze în jur de 100km/h.Variaţia sumei de rezistenţe şi a sumei puterilor este parabolică, ceea ce înseamnă că pentru valori mici ale vitezei de deplasare a automobilului variaţia acestora este mică dar devin semnificative la viteze mari de deplasare.Viteza legală în localităţi este de 60 km/h, se observă că rezistenţa la rulare nu se schimbă semnificativ faţă de viteze mai mici decât acesta, dar rezistenţa aerului e ceva mai mare dar nu prea importantă pentru a influenţa performanţele automobilului, acest lucru se vede şi din graficul variaţiei puterii învingerii rezistenţei aerului. Viteza de rulare pe autostradă fiind de 130 km/h din grafice constatăm că rezistenţele cresc semnificativ. O creştere importantă având-o rezistenţa aerului, aceasta dublându-se faţă de cazul precedent. Dupa cum se poate observa din studiul graficelor,rezistentele la rulare si cea a aerului se intersecteaza in dreptul intervalului de viteze 90-100 km/h.Se mai observă că şi puterile necesare învingerii rezistenţelor cresc deoarece motorul e nevoit să dezvolte un cuplu mai mare şi o turaţie mai mare.

Capitolul 4 Prederminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului. Alegerea motorului autovehiculului impus prin

temă.

Puterea maximă a motorului este condiţionată de puterea cea mai mare necesară deplasării autovehiculului în stânsă legătură cu performanţele de tracţiune. Prin tema de proiect se impune o viteză maximă a autovehiculului, care se poate atinge numai în palier.

4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiţia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului în palier.

Bilanţul de putere este: Pr=ηt ⋅P=P rul+Pp+Pa+Pd (4.1) Pentru V=Vmax , rezultă că dV

dt=0 deci Pd=0

Relaţia (4.1) devine: ηt ∙ PV max= 1

360⋅ [ f (V max ) ∙G a ∙ cosα p 0 ∙V max+

k ∙ A ∙V max2

13 ] (4.2)Puterea maximă a motorului conform relaţiei (4.2) este: PV max

= 10.92 ∙ 360

⋅ [0.023403 ∙28449 ∙160+ 0.02485 ∙3.15∙1603

13 ]=106.63 kW

Deoarece în tema de proiectare nu s-a impus un motor anume, alegerea motorului se face analizând motoarele modelelor similare de autovehicule şi în funcţie de soluţiile pe

care le au modelele similare se alege motorul autovehiculului de proiectat.

Nr crt

Denumire automobile Tip motor1 Hyundai H-1 MAC2 Opel Vivaro MAC3 Renault Trafic MAC4 Fiat Scudo CombiMAC

5 Mercedes Vito MAC 6 Ford Turneo MAC

7 Peugeot BoxerMAC 8

Renault MasterMAC

Tabel 4.1Din tabel se observă că toate modelel similare sunt echipate cu motoare MAC, deci autovehiculului de proiectat va fi echipat la rândul său tot cu motor MAC.Modelarea caracteristicii la sarcină totală a motorului se face cu relaţia analitică:

P=Pmax ⋅[(αα ' )∙( n

nP)+( β

β ') ∙( nnP

)2

−( γγ ' )∙( n

nP)

3] (4.3) Sau sub o formă simplificată: P=Pmax ∙ f P ∙( n

nP) (4.4)

unde ,

fP defineşte caracteristica la sarcină totală raportată şi depinde de tipul şi caracteristicile constructive ale motorului.După ce tipul de motor a fost ales se determină valorile coeficienţilor de adaptibilitate (ca) şi coeficienţilor de elasticitate (ce) ai motorului, pentru fiecare motor al modelelor similar.

Coeficienţii au următoarele formule: Coeficientul de adaptibilitate: Ca=

M max

M P (4.5)

Coeficientul de elasticitate: C e=nM

nP (4.6) Între cei doi coeficienţi există legătura: Ca=1.5−0.5 ⋅C e (4.7)

Pe baza formulelor de mai sus s-au determinat coeficienţii de adaptabilitate şi elasticitate pentru motoarele modelelor similare. Valorile acestora sunt date în tabelul 4.2. 

Nr.crt. Model autoturism Ca Ce 1 M1 1.20 0.532 M2 1.26 0.463 M3 1.40 0.394 M4 1.42 0.55 M5 1.335 0.426 M6 0.91 0.4 7 M7 0.97 0.57Tabel 4.2

Valorile coeficienţilor pentru motorul automobilului de proiectat se va face după metoda intervalului de încredere.După aplicarea metodei intervalului de încredere s-au abţinut intevalul de valori pentru fiecare coeficient în parte. Intervalul de valori precum şi valoarea aleasă este dat în tabelul 4.3.Coeficie Interval Valoare aleasă

ntCa 1.02 – 1.41 1.25Ce 0.4 –0.53 0.45Tabel 4.3 Cunoscându-se valorile coeficienţilor de adaptabilitate şi elasticitate se pot calcula valorile coeficienţilor de formă ai carateristicii motorului. Acestia sunt:

{α=ce

2−ca ∙(2∙ ce−1)(ce−1)2

β=2∙ ce ∙(ca−1)

(ce−1)2

γ=ca−1

(ce−1)2

(4.8)

respectiv

{α'=

2 ∙ ce2−3∙ ce+ca

(ce−1)2

β '=3−2∙ ca−ce

2

(ce−1)2

γ '=2−(ce+ca)(ce−1)2

(4.9)

Pentru motorul ales după efectuarea calculelor se obţine:

{α=1.0826β=0.7438γ=0.8264

respectiv {α'=1.0082

β'=0.9835γ '=0.9917

Se adoptă o valoare pentru mărimea rapotată: ζ =nV max

nP.Pentru autoturisme se adoptă ζ =0.9.

Puterea maximă necesară motorului teoretic la viteză maximă se calculează cu formula: Pmax=

PV max

f ( nV max

nP)=

PV max

f (ζ ) (4.10) Unde f ( ζ )=α ' ∙ ζ +β ' ∙ ζ 2−γ ' ⋅ζ 3 (4.11) Rezultă

f ( ζ )=α ' ∙ ζ +β ' ∙ ζ 2−γ ' ⋅ζ 3=1.0082⋅0.9+0.9835 ∙0.92−0.9917 ∙ 0.93=0.981

Pmax=PV max

f ( nV max

nP)=

PV max

f (ζ )=106.63

0.981=108.69 kW

Rezulta astfel ca turatia corespunzatoare vitezei maxime va fie gala cu turatia de putere maxima:

nv max=f p (ζ ) ∙n p=0.981 ∙3800=3727 rot /min

S-a ales np=3800 rot /min care reprezinta media valorilor turatiilor de putere maxima intalnite la modelele similare si este egala si cu valoarea corespunzatoare modelului reprezentativ. Intervalul de variatie al turatiilor motorului (nmin , nmax), este următorul:

n (760, 3800)rot/minunde nmin=0.2 ∙3800=760 rot/min.

Astfel cu turaţia stabilită se poate modela caracteristica de putere utilizând relaţia 4.3.Modelarea curbei de moment motor se poate face cu ajutorul relaţiei de transformare:M=955.5 ∙

Pn

[daNm ] unde P [kW] şi n [rot/min]. (4.12)

n[rot/min] P [kW] M[Nm] P'[kW]700 23.85749 325.6206 23.139631000 34.92687 333.6913 34.275631300 46.12006 338.947 45.68341600 57.17187 341.3875 57.04471900 67.81713 341.0131 68.04132200 77.79064 337.8235 78.354982500 86.82723 331.8189 87.667532800 94.66172 322.9993 95.66073100 101.0289 311.3646 102.01633400 105.6636 296.9149 106.4163800 108.69 273.2695 108.69 Tabelul4.4

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 40000

20

40

60

80

100

120

0

50

100

150

200

250

300

350

400

PutereCuplu

Turatia n [rot/min]

Pute

re  [

kW]

Cupl

u [d

aN]

Caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 40000

20

40

60

80

100

120

PP'

Se observa in diagrama de mai sus ca cele 2 curbe se situeaza foarte aproape una de. Faptul ca cele doua curbe sunt destul de apropiate ne indica faptul ca la o turatie raportata data, motoarele au o rezerva de putere aproximativ egala. Tinand cont de aceste aspect a fost ales in final motorul produs de firma Hyundai (Pmax=108 kW) pentru a echipa autovehiculul de proiectat. Conform caracteristicii, motorul ce va echipa automobilul de proiectat va fi motorul modelului similar şi va avea caracteristicile următoare: Pmax=108 kW, nP=3800 rot/min, Mmax= 341 Nm ,nMmax= 1600 rot/min .

Capitolul 5

Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei mecanice in trepte

5.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale.

Viteza maximă a automobilului prescrisă în tema de proiectare se obţine în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze.

Dacă soluţia de schimbător de viteze adoptat pentru automobilul de proiectat este schimbător cu trei arbori, atunci viteza maximă se atinge în treapta de priză directă, iar dacă schimbătorul este cu doi arbori atunci viteza maximă se atinge intr-o treapta similarăprizei directe cu raport de transmitere apropriat de unitate.

Pentru stabilirea tipului de schimbător de viteze ce se va adopta pentru automobilului de proiectat se vor studia modele similare pentru a stabili cu ce tipuri de schimbătoare de viteze au fost echipate.

Se va face o analiză asupra tipulului de schimbător ce poate echipa automobilul.Această analiză constă în evidenţierea influenţei tipului de schimbător de viteze asupra performanţelor automobilului, adică în alegere raportului iSN.

Se ştie că: V=0.377 ⋅rr ⋅ n

i0 ⋅ isk[ km

h ] (5.1)

iar pentru viteza maximă relaţia devine:

V max=0.377 ⋅rr ⋅nVmax

i0 ⋅ iSN[ km

h ] (5.2)

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 (5.2) rezultă

(i0)pred=0.377 ⋅rr ∙ nVmax

iSN ⋅V max (5.3)

unde nVmax=ζ ∙ nP (5.4) nVmax=ζ ∙ nP=0.9 ⋅3800=3420rot /min

Pentru schimbătorul cu doi arbori

(i0)pred=0.377 ⋅rr ∙ nVmax

iSN ⋅V max

=0.377 ∙0.253 ⋅3420

0.97 ∙ 160=2.1

Deoarece i0pred< 7 rezultă că transmisia principala folosită va fi una simplă.

Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze utilizând următoarul criteriul deplasării în palier, pe drum modernizat, cu o viteză minimă stabilă.

5.2.1 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

(5.7)

unde Vmin =6..10 km/h şi nmin=0.2 nP

nmin=0.2 ∙3800=760 rot /min Vmin=10 km/h

iS 1=0.377 ∙rr ∙ nmin

i0∙ V min

=0.377 ⋅ 0.25 ⋅7602.35 ⋅10

=3.04

Partea a II-a

1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta.

Pentru a transmite fluxul de putere şi cuplul de la motor la transmisie şi implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care să întrerupă acest flux energetic.Acest rol este îndeplinit de ambreiaj.

Ambreiajul serveşte cuplarea temporară şi la cuplarea progresivă a motorului cu transmisia. Decuplarea motorului de transmisie e necesară în următoarele cazuri:

Pornirea din loc a automobilului;

În timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbătorului de viteză;

La frânarea automobilului; La oprirea automobilului cu motorul pornit;

Cuplarea progresivă a motorului cu transmisia este necesară în cazurile următoare:

La pornirea din loc a automobilului; După schimbarea treptelor de viteză;

Pentru funcţionare, ambreiajul trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:

Să permită decuplarea rapidă şi completă a motorului de transmisie, pentru o schimbare a treptelor fără şocuri;

Decuplarea să se facă cu eforturi reduse din partea conducătorului fără o cursă mare la pedală;

Să asigure o cuplare progresivă a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii bruşte a automobilului;

Să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă între motor şi transmisie;

Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, în funcţie de principiul de funcţionare.Acestea sunt:

Ambreiaje mecanice (cu fricţiune); Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje); Ambreiaje electromagnetice; Ambreiaje combinate;

Cele mai răspândite ambreiaje pe automobile sunt cele mecanice (cu fricţiune).la care legătura dintre partea condusă şi cea conducătoare se realizaeză prin forţa de frecare.

Părţile constructive ale ambreiajului sunt:

1. Partea conducătoare – partea montată pe volantul motorului. Cuprinde:

a) Carcasa interioară a ambreiajului;b) Placa de presiune;c) Arcul de presiune.

2. Partea condusă – partea care este în legătură directă cu arborele primar al schimbătorului de viteză.

Cuprinde:a) Discul condus al ambreiajului;b) Arborele ambreiajului.

3. Sistemul de acţionare sau comandă – care cuprinde:I. Sistemul interior de acţionare format din:

a) Pârghii de debreiere;b) Inelul de debreiere;c) Rulmentul de debreiere;d) Furca ambreiajului.

II. Sistemul exterior de acţionare care poate fi de tip:a) Neautomat cu acţionare mecanică sau

hidraulică;b) Neautomat cu servamecanism de tip hidraulic,

pneumatic, electric;c) Automate.

Cele mai folosite şi răspândite tipuri de ambreiaje pentru automobile sunt ambreiajele mecanice cu arcuri periferice, cu arc diafragmă şi ambreiaje cu arc central.

Pentru a se decide ce tip de ambreiaj va echipa automobilul, se vor analiza modele de automobil similare din punct de vedere al tipului de ambreiaj cu care au fost echipate.

Pe lângă analiza modelelor similare de automobil, se va face şi o analiză a doua ambreiaje din punt de vedere al construcţiei şi a funcţionării.

Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influenţat de momentul motor transmis, tipul acţionării (mecanic, hidraulic), tipul frecării (uscat,umed), etc.

1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelor mecanice

A. Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice.

Este foarte răspândit acest tip de ambreiaj atât la camoiane cât şi la autoturisme, datorită greutăţii reduse cât şi simplităţii constructive. Reprezentat în fig. 1.

Fig. 1 Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arcuri

periferice.1-volant; 2-disc ambreiaj; 3-placă de presiune; 4,5- ax; 6-pârghie de

debreiere; 7-manşon; 8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10-garnitură termoizolantă; 11-carcasă; 12-orificii practicate în volant.

Utilizarea acestui ambreiaj este recomandată în cazul în care momentul transmis nu depăşeşte 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este că foloseşte două rânduri de arcuri de presiune, asfel se obţine o forţă de apăsare mai mare cu arcuri mai puţin rigide.

B. Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central de tip diafragmă.

Acest tip de ambreiaj este foarte răspândit astăzi în rândul automobilelor, datorită următoarelelor particularităţi:

- acţionarea ambreiajului este mai uşoară deoarece forţa necesară decuplării este mai mică la acest tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară;

- forţa cu care arcul diafragmă acţionează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă;

Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în fig. 2.

Fig.2. Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arc central1-flanşă arbore cotit; 2-bucşă de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcasă ambreiaj; 6-coroană dinţată volant; 7-garnituri disc ambreiaj; 8 - placă disc ambreiaj;9-arcuri elicoidale; 10-diafragmă; 11-rulment presiune; 12-şurub fixare;13 – şuruburi; 14- etanşare; 15 -furcă; 16-nit diafragmă.

Datorită avantajelor pe care le prezintă arcul diafragmă, în ultimul timp a ajuns să fie utilizat foarte mult pe autoturisme.

În tabelul 1.1 sunt prezentate automobilele similare şi tipul de ambreiaj cu care sunt echipate.

Nr. crt

Denumire automobil

Tip ambreiaj

1 M1 monodisc uscat, cu arc tip diafragmă2 M2 monodisc uscat, cu arc tip diafragmă3 M3 monodisc uscat, cu arc tip diafragmă4 M4 monodisc uscat, cu arc tip diafragmă5 M5 monodisc uscat, cu arc tip diafragmă6 M6 monodisc uscat, cu arc tip diafragmă7 M7 monodisc uscat, cu arc tip diafragmă

Tabel 1.1

Din tabelul prezentat, se observă că toate automobilele similare sunt echipate cu acelaşi tip de ambreiaj. Deoarece automobilele sunt echipate cu acelaşi tip de ambreiaj şi considerându-se şi caracteristicile funcţionale şi constructive ale celor două tipuri de ambreiaje prezentate anterior automobilul de proiectat va fi echipat cu un ambreiaj monodisc uscat, cu arc diafragmă.

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 se alege în funcţie de tipul şi destinaţiaβ automobilului.

Pentru automobilul de proiectat coeficientul este cuprins între 1.3…β1.75. Se alege =1.4β

M c=β ⋅M max=1.4 ⋅341=470.6 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 ⋅470600

π ⋅0.25 ⋅0.3 ⋅2⋅ (1−0.752 ) ⋅(1+0.75)=275 mm 

(2.2) unde:

- presiunea de contact p0=0.25 Mpa;- coeficientul de frecare µ=0.3;- numărul suprafeţelor de frecare i=2; - raza exterioară a garniturii de frecare Re.

- c=Ri

Re s-a ales c=0.75.

D=2 Re⇒Re=D2

=2752

=137.5 mm , R i≅ 0.75 ⋅Re=0.75 ∙137.5=106.12mm . (2.3)

Se adoptă Re=125 mm şi Ri=75 mm.

Se calculează raza medie:Rm=23⋅

Re3−Ri

3

Re2−Ri

2 =23⋅ 1253−753

1252−752 ≅ 102mm (2.4)

Forţa de apăsare, pe discul condus , este:

F=M c

Rm∙ µ∙ i= 470600

102 ∙ 0.3 ∙2=7689.5 N (2.5)

Atunci presiunea p0 este:

p0=F

π ∙(Re2−Ri

2)= 7689.5

π ∙(1252−752)=0.245 MPa (2.6)

Aria suprafeţelor de frecare este: A=π ⋅ ( Re2−Ri

2 )=π ∙ (1252−752 )=31416 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+r2

⋅ (Re2−Ri

2 )=2∙0.25 ∙ 0.3 ∙ π ⋅ 125+752

⋅ (1252−752 )=471 Nm 

(2.9)

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.

Caracteristica arcului diafragma Fig 3 - Dimensiunile arcului diafragma

.

Fig 4 - Schema pentru determinarea caracteristicii arcului diafragma cu taieturi dupa generatoare

In figura 4 sunt notate:

F1 , forta cu care arcul apasa pe discul de presiune; F2 , forta necesara pentru decuplarea ambreiajului, exercitata

de rulmentul de presiune; b=De/2=Re=125 mm, raza cercului dupa care arcul diafragma

apasa pe discul de presiune; a≈0.7*b≈87.5 mm, raza pana la care este taiat arcul pe

generatoare; c≈0.75*b=93.75 mm, raza inelului de sprijin al arcului; e≈0.2*b≈27 mm, raza cercului prin care va trece arborele

ambreiajului.

Se considera inaltimea totala a arcului Ht=20 mm. Pe baza acestei inaltimi se calculeaza inaltimea partii continue a arcului:

H=H t ∙b−ab−e

=20 ∙125−87.5125−27

=7.5 mm (9.1)

Daca se pune conditia de asemanare a carcateristicii arcului cu alura curbei 2 din figura 3 rezulta grosimea arcului h:

h= H2+√2

2

= 7.51.96

≈3,82 mm (9.2)

Forta de apasare a arcului diafragma se calculeaza cu relatia utilizata in lucrarea:

F1=π ∙ E ∙ h4

6 ∙ (b−c )2∙f 1

h∙ ln( b

a )∙[( Hh

−f 1

h∙

b−ab−c ) ∙( H

h−

f 1

2 h∙b−ab−c )+1] (9.4)

unde:

E’ este modulul de elasticitate relativ:

E'= E

1−μ2 (9.5)

E=21 104 MPa reprezinta modulul de elasticitate longitudinal pentru materialul folosit la fabricarea arcului;

=0.25 este coeficientul lui Poisson;μ

E'= 21∙ 104

1−0.252=22.4 ∙104[ Mpa]

Forta necesara la decuplare are urmatoarea expresie: F2=b−cc−e

∙ F1

Avand cunoscute toate marimile, si dand valori pentru valoarea sagetii f, s-au obtinut valorile celor doua forte ce au fost centralizate in tabelul 9.                

f[mm] F1[N] F2[N]f[mm] F1[N] F2[N]  7.2 5648.03 -2654.50 0 0 7.4 5509.03 -2589.20.2 916.586 -430.79 7.6 5382.99 -25300.4 1763.87 -829.01 7.8 5272.18 -2477.90.6 2544.12 -1195.7 8 5178.88 -2434.00.8 3259.65 -1532.0 8.2 5105.39 -2399.51 3912.72 -1838.9 8.4 5053.98 -2375.31.2 4505.63 -2117.6 8.6 5026.94 -2362.61.4 5040.65 -2369.1 8.8 5026.56 -2362.41.6 5520.08 -2594.4 9 5055.12 -2375.91.8 5946.19 -2794.7 9.2 5114.91 -2404.02 6321.28 -2971 9.4 5208.2 -2447.82.2 6647.63 -3124.3 9.6 5337.29 -2508.5

2.4 6927.51 -3255.9 9.8 5504.46 -2587.12.6 7163.23 -3366.7 10 5712 -2684.62.8 7357.06 -3457.8 10.2 5962.19 -2802.23 7511.28 -3530.3 10.4 6257.31 -2940.93.2 7628.19 -3585.2 10.6 6599.64 -3101.83.4 7710.06 -3623.7 10.8 6991.49 -32863.6 7759.18 -3646.8 11 7435.12 -3494.53.8 7777.84 -3655.5 11.2 7932.83 -3728.44 7768.32 -3651.1 11.4 8486.89 -3988.84.2 7732.91 -3634.4 11.6 9099.6 -4276.84.4 7673.88 -3606.7 11.8 9773.23 -4593.44.6 7593.53 -3568.9 12 10510.1 -4939.74.8 7494.14 -3522.2 12.2 11312.4 -5316.85 7378 -3467.6 12.4 12182.6 -5725.85.2 7247.39 -3406.2 12.6 13122.7 -6167.65.4 7104.59 -3339.1 12.8 14135.3 -6643.55.6 6951.88 -3267.3 13 15222.5 -7154.55.8 6791.57 -3192.0 13.2 16386.6 -7701.76 6625.92 -3114.1 13.4 17629.9 -8286.06.2 6457.23 -3034.9 13.6 18954.7 -8908.76.4 6287.77 -2955.2 13.8 20363.3 -9570.76.6 6119.84 -2876.3 14 21857.9 -10273.

6.8 5955.71 -2799.1 Tabelul 1.2

7 5797.68 -2724.6

Pe baza acestui tabel se traseaza caracteristica elastica a arcului diafragma utilizat la ambreiajul de proiectat, conform figurii 9.4

0 2 4 6 8 10 12 14 16

-15000

-10000

-5000

0

5000

10000

15000

20000

25000

F1F2

F1,F2

f

Fig5 Caracteristica ambreiajului diafragma

Lamelele sunt solicitate la incovoiere si forfecare de forţa ce decuplează (deformează ) arcul Q,care poate fi determinata prin echivalarea arcului diafragma cu un arc disc acţionat de pirghii:

Fig 6 Modelul constructive al arcului diafragma

Din fig 6 observam ca punctul 2 este o incastrare , deci calculand suma de momente fata de 2 va rezulta forţa de acţionare Q.

Forţa F1 va fi forţa maxima din zona de uzura de pe caracteristica arcului diafragma adică aproximativ 9501.17N

Q=

b−c2

∙ F1

c−e2

=

125−93.752

∙7689

93.75−262

=3600 N (9.11)

Eforturile la torsiune si forfecare vor avea expresiile:

σ i=Q ∙ li ∙6

z ∙ b∙ s2 = 3600∙ 33.375 ∙ 6

18 ∙ 125 ∙32 = 35.6 Mpa (9.12)

σ f=Q

z ∙b ∙ s =

360018∙125 ∙3

= 0.5 Mpa (9.13)

unde:

li ¿c−e

2=33.375 mm este lungimea unei lamele;

z=18 reprezinta numarul de lamele; s=3 mm reprezinta grosimea arcului

Tensiunea echivalenta se calculeaza cu teoria a 3-a de echivalenta:

σ ech=√σ i2+4 ∙ σ f

2 = √35.62+4 ∙0.52 = 35.61 Mpa (9.14)

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+(0.2…1) mm (9.15) - Raza interioară rid=Ri-(0.2…1) mm (9.16)

- Înălţimea discului hd

Pe baza acestor relaţii rezultă:- Raza exterioară red=Re+(0.2…1)=125+0.5=125.5 mm

- Raza interioară rid=Ri-(0.2…1)=75-0.5=74.5 mm- Înălţimea discului

hd=L ∙ α

c ∙ π ⋅ ρ⋅ Δt ∙(r ed2 −rid

2 )= 15600 ⋅0.5

500 ⋅ π ⋅7.8 ⋅1.2 ∙(125.52−74.52)=5.7 mm

(9.17)

Se alege hd=8 mm.

Grosimea determinata reprezinta o valoare minima;fata exterioara a discului este profilata in vederea cresterii rigiditatii,a generarii unui current intens de aer pentru racier si pentru a perminte legaturile cu elementele de care se decupleaza.

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=7.80C- 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;

Verificarea la incalzire se face pentru discurile de presiune, aflate in contact direct cu planul de alunecare, utilizand relatia:

Δt= α ∙ Lc ∙m p

(8.7)

unde: =0.5 este un coeficient care exprima partea din lucrul mecanicα

preluat de discul de presiune al ambreiajului; c=500 J/kg C⁰ reprezinta caldura specifica a pieselor din fonta si

otel; mp=2 kg reprezinta masa pieselor ce se incalzesc (aproximativ

15% din masa ambreiajului).Lucrul mecanic pierdut prin patinare (L) la pornirea din loc a

automobilului se poate determina utilizand urmatoarea relatie empirica de calcul, conform:

L=357.3 ∙ Ga ∙rr

2

is 12 ∙ i0

2 =357,3 ∙ 2900 ∙ 9.81∙0.252

3.042 ∙ 2.12 =15600 J (8.8)

Asadar, cresterea de temperatura t are urmatoare valoare: Δ

Δt= α ∙ Lc ∙m p

=0.5 ∙15600500 ∙2

=7.8 ⁰C

Cum tΔ =7.8 C⁰ < 15 C⁰ , insemna ca ambreiajul are o comportare buna la incazire, valori ale lui tΔ peste 15 C⁰ fiind neacceptate pentru constructia de automobile.

Pentru automobile Δ τ=80÷ 150 C .

3.3 Calculul elementelor de legatura

Legaturile permanente ale discului de presiune sunt cu carcasa ambreiajului,de la care primeste momentul de tosiune al motorului.Aceasta legatura trebuie sa asigure,in afara rigidizarii in rotatie a pieselor,si mobilitatii relative axiale necesare cuplarii,decuplarii si compensarii uzurii garniturilor.in figura 9.5 sunt prezentae schemele de calcul in 3 variante constructive.

Fig 7

Solutii de fixare intre discul de presiune si carcasa ambreiajului

a)-fixarea prn umar b)-fixare prin canelura c)-fixarea prin bride

Vom utiliza solutia de fixare cu arcuri lamelare fixate(bride elastice) pe disc si carcasa prin nituri:

Fig 8

Grosimea lamelelor va fi s=1mmRaza de prindere a lamelelor va fi:

R = red +10 = 136mmForta ce solicita lamelele si niturile este:

F1 =M c

136=

470600136 = 3460 N (9.15)

Dar cum momentul este preluat de 3 arcuri lamelare, forta ce solicita un singur arc va fi:

Fbr=F1/3=1155N (9.16)

Diametrul niturilor se va calcula cu formula:

d=F br

σ ta∗s=4.45 mm (9.17)

unde σ ta=260…300 pentru OLC 15* Ce.

Vom alege din STAS d =5mm

La legatura dintre bride(fig 9.5),calculul cuprinde calculul niturilor de fixare a bridelor elastic de carcasa si respective de discul de presiune cu relatiile:

pentru strivire σs = Mc

z∙ As ∙ R (9.18)

pentru forfecare τf = Mc

z∙ Af ∙ R (9.19) ,

unde As = d∙ g - aria de strivire, Af =π d2

4 - aria de forfecare, d -

diametrul nitului, R - raza de dispunere a bridelor elastice, g – grosimea bridelor, z – numarul bridelor.

As ¿ d∙ g=¿5 ∙1 ¿ 5 mm2 si Af ¿ π d2

4=π 52

4=19.6 mm2

σs ¿4706003∙ 5 ∙136

=231.5 MPa

τf ¿ 470600

3∙ 19.6 ∙136=59.06 MPa

3.4 Calculul si proiectarea partii conduse

Calculul discului condus constă în următoarele:

a) Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar b) Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc

a)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

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

=9866 ∙ 0.25 ∙0.84 ∙ 2.1

=235 Nm.

Forţa Fe care solicită un arc este dată de relaţia:

F e=M e

Ze ∙ Re ¿

2356 ∙60 ¿652 N

unde:- Ze - numărul arcurilor elementului elastic suplimentar; se adoptă

Ze=6 arcuri;

- Re - raza de dispunere a arcurilor; se adoptă Re=50 mm

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.

Fig 9 Parametri constructivi ai elementului elastic suplimentar

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.

Arcurile vor avea urmatoarele caracteristici: numărul arcurilor: na=6; diametrul sirmei ds=3 mm; diametrul exterior al arcului D=16 mm; numărul total de spire ns=6; raza de dispunere a arcurilor Re=49 mm ; jocul intre spire js=0,1∙ds=0,3 mm; lungimea arcului in stare libera:

L0=(ns+2)∙ds+(ns+l)∙js=(6+2) ∙3+(6+1) ∙0.3 =26.1mm;

lungimea ferestrei lf se face mai mica cu 15...20% decât lungimea arcului in stare libera:

lf=L0 ∙ (l-0,2)∙ lf=20.9 mm;

diametrul exterior al flansei butucului va fi 130mm, tăietura in butuc va fi B=d+ λr+ λm=13 mm

unde:- d=10 mm;- iar λr=λm=2 mm.

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

unde:- rn - raza cercului pe care sunt dispuse niturile;- zn – numărul de nituri;- An - secţiunea tranversală a nitului;

Se alege diametrul nitului dn=8 mm, numărul de nituri zn=6 nituri,

An=π ⋅dn

2

4=π ∙82

4=50 mm2, rn=50 mm

Rezultă: τ f=4 ⋅ β ⋅M m

rn⋅ zn ∙ An

= 47060050 ⋅50⋅ 6

=20N

mm2

Verificarea la strivire se face după relaţia:

ps=4 ⋅ β ⋅M m

r n⋅ zn ⋅dn ∙ ln

≤ psa=80. .90N

mm2

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 ∙ 47060050 ⋅3 ⋅8 ∙ 6

=32.2N

mm2

3.5 Calculul arborelui ambreiajului

Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din conditia de rezistenta la solicitarea de torsiune determinate de actiunea momentului motor , diametrul de predimensionare fiind dat de relatia :

d i=3√ β ⋅M m

0.2 ∙ τat

(9.20),

unde

τ at este efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune

τ at=150 ÷ 250N

mm2

d i- diametrul de fund al canelurilor;

Rezultă diametrul d i=3√ M c

0.2 ∙ τat

=3√ 4706000.2 ∙250

=26 mm

Se adoptă d i=26 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 ⋅M m

z ⋅ l⋅ h⋅(de+d i)≤ psa=20..35

Nmm2

unde:- z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=6 caneluri;- l – lungimea canelurilor se recomandă l=(1.5...2.5)di =27 mm;- h – înălţimea canelurilor; se adoptă h=2 mm; - di - diametrul de fund ale canelurilor; di = 26mm;- de – diametrul exterior al canelurilor; de=30 mm;

Rezultă:

ps=4 ⋅ β ⋅Mm

z ⋅ l⋅ h⋅(de+d i)= 470600

6 ⋅27 ⋅2 ⋅(32+26)=26

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

unde:- z – numărul de caneluri; s-a adoptat z=6 caneluri;- l – lungimea canelurilor se recomandă l=(1.5...2.5)di =27 mm;- b – lăţimea canelurilor; se adoptă b=6 mm; - di - diametrul de fund ale canelurilor; di = 26mm;- de – diametrul exterior al canelurilor; se adoptă de=30 mm;

Rezultă:

τ f=4 ⋅ β ⋅Mm

z ⋅ l⋅b ⋅(de+d i)= 470600

6 ⋅27 ⋅6 ⋅(32+26)=9

Nmm2

3.6 Calculul si verifcarea elementelor de fixare si ghidare a partii conducatoare pe volant

Carcasa ambreiajului va fi montata cu ajutorul unor stifturi de centrare, in numar de 3, si a unor suruburi de fixare in numar de 6.

Stifturile vor fi solicitate la forfecare, iar suruburile la intindere.Stifturile se vor dimensiona la forfecare; vom considera raza cercului

purtator egala cu Rb=170 mm, iar materialul OL50:

momentul de calcul , Mc=470600 Nmm limita de curgere , σc=290 MPa (OL50), raza de dispunere, Rb=170 mm numar de stifturi, c=3

T¿M c

Rb ∙ 6= 470600

170 ∙ 6=¿460 N (9.23)

d=¿=4,23 mm (9.24)

unde τ f=σ c ∙0,7

c=67,67 N/mm2.

Suruburile de fixare sunt solicitate la intindere de forta maxima de apasare a ambreiajului, considerand garniturile de frecare uzate astfel incat sa ne gasim pe maximul caracteristicii arcului diafragma. Rezulta astfel forta ce intinde suruburile F=7689 N; vom lua in considerare si un coeficient de siguranta =1,1; suruburile vor fi confectionate din OL 37;β numarul suruburilor va fi de 6.

Fc=F β=10760 N

σa=σc

c=290

3=96.66 N/mm2

d3=( Fc

σ a∗П∗6 )1 /2

=( 10760σ a∗П∗6 )

1 /2

=5.86 mm

Se observa ca 6 suruburi sunt suficiente pentru a prelua sarcina.

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 ncărcările transmisiei;ȋ

- randament ridicat;- posibilitatea dispunerii n locul dorit fără complicaţii constructive.ȋ

Un tip de sistem de acţionare hidraulic este prezentat n figura 10.ȋ

Fig.10 Sistem de acţionare hidraulic al ambreiajului

a) Calculul mansonului de debreiere

Mansonul de debreiere (figura 11) va fi de tip manson de debreiere cu cilindru hidraulic integrat. Rulmentul mansonului de debreiere este un rulment ce trebuie sa fie capabil de o forta axiala egala cu forta necesara actionarii arcului diafragma, Q=3224 N. Intrucat rulmentii axiali sunt limitati de turatia maxima vom folosi un rulment radial axial cu bile pe un singur rand.

Fig 11– Manson de debreiereb) Calculul rulmentului radial axial

Pentru rulmentii axiali care suporta sarcini pur axiale, sarcina conventionala Q si coeficientul capacitatii de lucru se calculeaza cu urmatoarele formule:

Q=(R+m.A) .Kb.Kt

.Kh (10.1)

C=Q.(n.h)0,3 (10.2)unde:

A = 3300 N este sarcina axiala; R este sarcina radiala si o putem considera 0; Kb =1,2 este un coeficient de siguranata a carui valoare este

determinata de caracterul sarcinii si de conditiile de lucru; Kt =1,05 este coeficientul de temperatura; Kh =0,05 depinde de inelul rotitor; n =4800 rot/min este turatia rulmentului; h =1000 ore reprezinta numarul de ore de functionare.

Rezulta astfel C=20997; consultand catalogul si tinand cont de diametrul arborelui ambreiajului, de diametrul dispunerii capetelor parghiilor de actionare ale arcului diafragma vom alege rulmentul 36208.

c) Calculul mecanismului de actionare

Ambreiajul proiectat va avea actionare hidraulica, schema fiind prezentata in figura 12.

Fig 12 – Alcatuire sistem de actionar

unde: placa de presiune; 2 - carcasa interioara a ambreiajului; 3 - arcul diafragma; 4 - inelul de debreiere ; 5 - rulmentul radia axial; 6 - partea mobila ce joaca rol de piston a manşonului de

debreiere; 7 - partea fixa a manşonului de debreiere ; 8 - arborele ambreiajului; 9 - corpul pompei; 10 - rezervorul de ulei hidraulic; 11 - tija si pistonul pompei; 12 - pedala de acţionare; 13 - garnituri de etansare; Sp - cursa pistonului pompei; Sa - cursa pedalei de acţionare; Sm - cursa manşonului de debreiere ; Fa - forţa de acţionare a pedalei; Fp - forţa corespunzătoare pistonului pompei; Q - forţa de acţionare a arcului; dp - diametrul pistonului pompei;

dci, dce - diametrul interior respectiv exterior al cilindrului receptor;

Ap - suprafaţa activa a pistonului pompei; Ac - suprafaţa activa a cilindrului receptor; La - lungimea pedalei de acţionare ; Lp - lungimea de la articulaţia pedalei pina la imbinarea cu tija

pompei.

Conform principiului lui Pascal rezultă relaţia:  

       F1

F2

=d1

2

d22                                              (2.35)

unde:- d1 -  diametrul cilindrului de acţionare;- d2 – diametrul cilindrilui de receptor.

Forţa F2 se determină plecând de la forţa F de apăsare asupra discurilor:

                    F2=F ∙dc

∙ef       (2.36) 

Forţa F1 ȋn funcţie de   forţa de la pedală: 

 F1=Fp ∙ab                                                       (2.37)

Ȋnlocuind rezultă forţa la pedală:

           F p=F

im ∙ ih ∙ ηa                                                                                (2.38)

unde:

- im - raportul de transmitere mecanic  im=( ab )⋅( c

d )∙( ef )

- ih - raportul de transmitere hidraulic  ih=( d22

d11 )

- ηa - randamentul sistemului hidraulic  ηa=0.95 …0.98

Cunoscând   cursa   totală   a   manşonului   rulmentului   de   presiune,   se determină cursa cilindrului receptor cu relaţia:  

      s2=sm∙cd                              (2.39)    

ȋn care    sm=sl⋅ jd ∙i p ∙i          (2.40)                                                                                unde:      

- sl – cursa liberă a manşonului  sl=2..4 mm;- j d - jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafeţe de frecare 

pentru o            decuplare completă a ambreiajului;- i p – raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere; - i – numărul suprfeţelor de frecare.

Se adoptă:  sl=3 mm,   j d=0.7 mm,  i p=1.5, i=2.Rezultă  sm=sl⋅ jd ∙i p ∙i=3∙ 0.7 ∙ 1.5 ∙2=6.3 mm

Se poate calcula cursa cilindrului receptor: 

 s2=sm∙cd=6.3∙ 2.5=15 mm     cu  

cd=2.5.

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=15⋅ π ⋅302

4=10600 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 ∙10600π ⋅152 =50 mm.

Cursa totală a pedalei Sp a ambreiajului este: 

                 Sp=s1⋅ab

≤150. .180 mm                                (2.43)

Se adoptă  ab=3,   rezultă   Sp=s1⋅

ab=50 ⋅3=150 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

= 769015⋅ 4 ⋅0.98

=130 N=13 daN<15 daN .

unde s-au considerat- raportul de transmitere mecanic  im=15;- raportul de transmitere hidraulic ih=4;

randamentul sistemului hidraulic ηa=0.98