Proiect Auto 2 Furgon

Universitatea POLITEHNIC Bucureti

Facultatea de Transporturi Catedra AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT

AUTOMOBILE II

TEM DE PROIECT

S se proiecteze schimbtorul de viteze mecanic cu variaia n trepte a raportului de transmitere i puntea fa cu suspensia sa pentru automobilul cu urmtoarele carateristici conform temei de proiect Automobile I:

Tipul automobilului..autoutilitar; Caroseriafurgon; Numar de persoane (locuri)...2; Masa util..............800 kg; Viteza maxim in palier...160 km/h; Panta maxim...32%; Tipul motorului..........MAC; Traciune....4X2 .

Cuprins

I. Partea I. Proiectarea schimbtorului de vitez cu variaie n trepte a raportului de transmitere

1. Capitolul 1. Etajarea schimbtorului de viteze1.1. Determinarea i definitivarea raportului de transmitere al trasmisiei principale 1.2. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze1.3. Etajarea schimbtorului de viteze1.3.1 Determinarea numrului minim posibil de trepte de vitez 1.3.2 Determinarea raiei de etajare a schimbtorului de viteze1.3.3 Determinarea rapoartelor intermediare ale schimbtorului de viteze1.3.4 Trasarea diagramei fierstru

2. Capitolul 2. Determinarea performanelor de traciune2.1. Trasarea caracteristicilor de traciune2.1.1. Trasarea propriu-zis a caracteristicilor de traciune2.1.2. Determinarea performanelor automobilului cu ajutorul caracteristicii de traciune2.2. Trasarea caracteristicii dinamice2.2.1. Trasarea propriu-zis a caracteristicilor dinamice2.2.2. Determinarea performanelor automobilului cu ajutorul caracteristicii dinamice2.3. Trasarea caracteristicilor acceleraiilor2.3.1. Definirea i trasarea carateristicilor acceleraiilor2.3.2. Determinarea acceleraiei maxime i medii n fiecare treapt a schimbtorului de viteze2.4. Trasarea caracteristiciilor de demarare2.4.1. Trasarea caracteristicilor timpului de demarare n funcie de vitez2.4.2. Trasarea caracterisitcilor spaiului de demarare n funcie de vitez2.4.3. Determinarea parametrilor de demarare

3. Capitolul 3. Studiul soluiilor constructive posibile pentru schimbtorul de vitez i alegerea justificat a soluiei pentru schimbtorul de vitez care se proiecteaz.3.1. Scurt justificare a prezenei schimbtorului de viteze pe automobil3.2. Prezentarea unui schimbtor de vitez asemntor celui care se proiectez3.3. Prezentarea i analiza soluiilor constructive posibile pentru componentele schimbtorului de vitez3.4. Alegerea justificat a soluiei constructive posibile pentru schimbtorul de vitez i pentru componentele acestuia

4. Capitolul 4. Stabilirea schemei de organizare a schimbtorului de viteze i determinarea numrului de dini pentru roile dinate4.1. Stabilirea schemei de organizare a schimbtorului de viteze4.2. Determinarea numrului de dini pentru fiecare roat4.3. Definirea numrului de dini pentru mersul napoi4.4. Parametrii geometrici ai roilor dinate

5. Capitolul 5. Calculul i proiectarea mecanismului reductor5.1. Alegerea materialului pentru roile dinate i pentru arbori5.2. Calculul i proiectarea roilor dinate5.3. Calculul i proiectarea arborilor5.3.1. Calculul arborelui primar5.3.2. Calculul arborelui secundar5.4. Calculul i alegerea rulmeilor

II. Partea II. Proiectarea punii i a suspensiei din fa

1. Capitolul 1. Studiul soluiilor constructive pentru puntea din fa i alegerea justificat a soluiei pentru puntea care se proiecteaz1.1. Rolul punii din fa1.2. Prezentarea a dou soluii constructive pentru puntea din fa1.3. Prezentarea soluiilor constructive posibile pentru componentele punii din fa1.4. Alegerea justificat a soluieie constructive pentru puntea care se proiecteaz

2. Capitolul 2. Studiul soluiilor constructive pentru suspensia din fa i alegerea justificat pentru suspensia care se proiecteaz2.1. Selecionarea elemntelor elastice posibile pentru puntea care se proiecteaz2.2. Studiul soluiilor constructive de dispubere a elemntelor elastice i stabilirea dispunerii lui n cadrul punii2.3. Studiul soluiilor constructive posibile pentru amortizoare2.4. Studiul soluiilor de montare a amortizorului i alegerea soluiei de montare a amortizorului pe puntea care se proiecteaz2.5. Dispunerea tampoanelor limitatoare de curs2.6. Dispunerea barelor stabilizatoare i poziionarea legturilor ei cu elementele punii2.7. Prezentarea de detaliu a soluiilor constructive adoptate pentru suspensia din fa

Partea I

Proiectarea schimbtorului de vitezcu variaie n trepte a raportului de transmitere

Capitolul 1. Etajarea schimbtorului de viteze

1.1 Determinarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale, i0, se face din condiia ca automobilul impus prin tema sa ating viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a schimbtorului de viteze care este, in general, treapta de priza directa (la schimbtorul de viteze cu trei arbori) sau treapta similara acesteia, cu raport de transmitere apropiat de unitate (la schimbtorul de viteze cu doi arbori) .

Se tie ca: V=0.377*rr*n/(i0*iSK) [km/h] (1.1)iar pentru viteza maxima relatia devine: Vmax=0.377*rr*nVmax/(i0*iSN)[km/h] (1.2)unde iSN=1.03....1.05 pentru un schimbator cu 2 arbori.In functie si de valorile de la modelelor similare se poate adopta o valoare a lui iSN=1.05

Din relatia (1.2) rezulta:(i0)pred=0.377*rr*nVmax/(iSN*Vmax) (1.3)in care turatia de viteza maxima, nVmax, se calculeaza cu expresia nVmax=*np (1.4)nVmax=0.95*3900=3700 rot/min(i0)pred=0.377*0.3604*3700/(1.05*155)=3.088Valoarea prederminata a raportului i0, ca fiind un raport intre doua numere natural, corespunzatoare numerelor de dinti sau produselor de numere de dinti ale rotilor dintate in angrenare: (i0)ef=p/q (p,q) N, in care (i0)pred (i0)pred (1.5)Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinti, pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematic a transmisiei principale. Avand (i0)pred Zp =14 dinti Rezulta astfel din relatia (1.6) Zc care se va rotunji la valoarea ntreaga cea mai apropiata, dup care se recalculeaz raportul de transmitere efectiv i01.Zc1= 3.088*14=43.24 dinti, si se rotunjeste la Zc1=43 dinti.Astfel i01 = 3.07

Dup aceasta, modificnd numrul de dini ai coroanei sau chiar ai pinionului de atac, se determina inca alte doua rapoarte efective i02 si i03.Zc2=44 dinti, Zp2=14 dinti; astfel i02=44/14=3.14Zc3=44 dinti, Zp3=15 dinti; astfel i03=44/15=2.93

In figura 1 este reprezentata variatia valorii transmisiei principale in funtie de puterile rezistente la roata.

Este necesar un raport de transmitere care sa permit obinerea unei viteze maxime ct mai apropiat de viteza maxim impus prin tem. Singurul raport de transmitere al transmisiei principale care permite acest lucru este i01 = 3,07. Celelalte doua rapoarte de transmitere permit atingerea unor viteze atat inferioare cat si superioare, insa cu o valoare cu circa 8km/h peste cea impusa prin tema de proiect.

Astfel numerele de dini ai pinionului, respectiv ai coroanei: Zp =14 dinti; Zc=43 dinti.

1.2 Determinarea raportului al primei trepte a schimbtorului de viteze

Atunci cnd automobilul ruleaz pe drum cu vitez constant , atunci cnd e cuplat treapta de priz direct sau similara acesteia, el poate urca o anumit pant maxim pdmax.Viteza corespunztoare acestei pante reprezint viteza critic n acesta treapt.Aadar automobilele nu se pot deplasa cu pant mare dac ar fi cuplat treapta de priz direct sau similara acesteia.Pentru ca autovehiculul s se poat deplasa pe diferite drumuri sau pante diferite trebuie s creasc fora de traciune la roat.Acest lucru se poate realiza dac se folosete un reductor care s mreasc raportul de transmitere total al transmisiei.ntruct rezistenele la naintare variaz ntre valoare minim i valoare maxim i raportul de transmiter al acestuia trebuie s se varieze pentru a pune n concordan fora de traciune cu rezistenele la naintare i a asigura anumite regimuri optime de funcionare ale motorului. Acest reductor cu raport de transmitere variabil se numete schimbtor de viteze.

Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze utiliznd urmtoarele criterii:

-nvingerea pantei maxime, impus prin tem -Deplasare n palier, pe drum modernizat, cu o vitez minim stabilit-Solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc1.2.1. Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima impusa prin tema

La determinarea acestui raport se pune condiia ca urcarea pantei maxime, pmax, s se fac cu vitez constant, redus.

Din bilanul de traciune se obine relaia: is1=max*Ga*rd/(Mmax*i0*t) (1.7)unde, max rezistena specific maxim a drumului si se calculeaza astfel:

max = f (0)*cos pmax + sin pmax (1.8)pmax = arctg (pmax) (1.9) pmax = arctg (0.32) = 17.740 max = 0.0161 * cos 17.740 + sin 17.740 = 0.285

astfel: is1=0.285*21600*0.3465/(257*3.07*0.92)=2.94

1.2.2. Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabilita

Acest criteriu are in vedere regimul uniform de miscare pe un drum modernizat in palier.is1=0.377*nmin*rr/(i0*Vmin) (1.10)unde: Vmin=8 km/h iar nmin=800 rot/min astfel: is1=0.377*800*0.3604/(3.07*8)= 4.42

1.2.3. Determinarea lui is1 dup criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc Solicitrile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Lund n considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc, n cazul deplasrii pe un drum n palier.is1=0.11*iSN/ *n0*Vmax*(ka/(np*ca*Psp*) (1.11)unde: n0=0.75*np=0.75*4000=3000 rot/min ka=0.72, =1000 Psp=P/Ga=97/1360=71.32 W/kg astfel: is1=0.11*1.05/0.95*3000*160*(0.72/(4000*1.11*71.32*1000)=2.7

n concluzie valoare adoptat ,innd cont i de limita de aderen se adopt pentru raportul de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze is1 = 4,42

1.3. Etajarea schimbtorului de viteze

1.3.1 Determinarea numrului minim posibil de trepte de vitez.

innd seama de tipul automobilului proiectat, schimbtorului de vitez va fi etajat n progresie geometric. Acest tip de etajare permite utilizarea ntregii game de turaii a motorului, astfel motorul find mai economic.Gama de variaie a turaiei motorului este cuprins ntre turaia minim stabil i turaia de sarcin total nmin i nmax .Aprecierea intervalului de turaiei ale motorului ntr-o treapt dat trebuie s fie considerat situaia cnd motorul funcioneaz la sarcin total. Intervalul de turaii va fi:

In=[n,n],unde: n turaia inferioar a motorului n nmin n turaia superioar a motorului n nmax Cum raportul de transmitere n prima treapt i raportul de transmitere n treapta de priz direct se cunosc, respectiv isv1 = 4.42, isn = 0.97, ramne de determinat numrul de trepte ale schimbtorului de viteze dup formula: (1.12)

unde: n turaia inferioar a motorului n nmin n turaia superioar a motorului n nmax isv1 raportul de transmitere n prima treapt isn raportul de transmitere n priz direct

Prin urmare, pentru acelai interval de turaii n fiecare treapt avem:

(1.13)

1.3.2 Determinarea raiei de etajare a schimbtorului de viteze

Relaia (1.12) arat c rapoartele de transmitere sunt n progresie geometric i cunoscndu-se i numrul de trepte N avem relaia:

(1.14)

Introducnd n formul obinem: 1.3.3 Determinarea rapoartelor intermediare ale schimbtorului de viteze

Termenul general al progresiei geometrice pentru rapoartele de transmitere este:

(1.15)

Aplicnd formula rezult raportele de transmitere intermediare, respectiv:

1.3.4 Trasarea diagramei fierstru1.3.4.1 Determinarea vitezei inferioare i superioare n fiecare trept

Avantajul important al etajrii n progresie geometrice este c el impune numrul minim de trepte.

Viteza inferioar n treapt j este: (1.16)Viteza superioar n treapt j este: (1.17)

Valorile vitezelor n fiecare trept sunt date n tabelul 1.2.

Tabel 1.2Treapt [km/h] [km/h]

13144

24362

36285

484122

5110155

6148205

1.3.4.2 Determinarea intevalului de vitez

Intervalul de viteze n fiecare treapt, motorul funcinnd la sarcin total, este:

(1.18)

Din relaia precedent rezult c intervalul de viteze crete n progresie geometric n funie de numrul de ordine al treptei. Intervalul cel mai mare este n ultima treapt.Aceast proprietate a etajrii n progresie geometric este avantajoas deoarece funcionarea cu treapta superioar de vitez cuplat asigur un consum redus de combustibil.

Intervalele de vitez pentru fiecare treapt de vitez sunt prezentate n tabelul 1.3. Tabel 1.3TreaptInterval de vitez [km/h]

113

219

323

438

544

661

1.3.4.3 Trasarea propriu-zis a diagramei fierstru

Cu datele obinute n tabelele 1.2 i 1.3 se traseaz diagrama evideniindu-se intevalele de vitez pentru fiecare treapta. Diagrama este ilustrat n figura 2.Un dezavantaj al acestei etajri se manifest prin performane de demarare mai reduse ale automobilului n domeniul vitezelor mari.

Fig 1.2 Diagrama fierstru

La determinarea numrului de dini ai roilor dinate trebuie ndeplinite urmtoarele cerine: realizarea, pe ct posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea schimbtorului; alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numrului minim de dini admisibil; distana C dintre axele arborilor s fie aceiai pentru fiecare pereche de roi aflate n angrenare;Automobilele moderne folosesc roi dinate cu dini nclinai deoarece sunt silenioase i au un randament ridicat. Distana dintre axele arborilor C se predetermin utiliznd formula:

(4.6)unde: Mmax momentul motor maxim n [daN];

Pentru pstrarea distanei dintre angrenaje se folosete formula:

(4.7)

Pentru determinarea numrului de dini se pune condiia ca distan dintre axe s fie aceiai pentru fiecare pereche de roi aflate n angrenare i se utilizeaz formulele:

(4.9) ; (4.10)

Unghiul de nclinare al dinilor roilor dinate se calculeaz cu formula:

(4.11)

Modulul normal al roilor dinate se determin n funcie de tipul automobilului i de valoarea momentului maxim ce trebuie transmis, utiliznd tabelul din figura 4.2. Adoptnd din tabel diametrul pitch DP, modulul se determin cu relaia:

(4.12)

Dup predeterminarea modulului, se trece la determinarea numrului de dini ai roilor dinate.

Fig. 4.2 Date necesare pentru alegerea diametrului pitchUtiliznd formula (4.6) se determin distan dintre axe. Obinem:

Se adopt .

Din tabelul prezentat n figura 4.2 alegem diametrul pitch. Conform figurii pentru autoturisme pentru dantur nclinat DP=12. Aplicnd formula (4.12) determinm modulul normal al roilor nclinate:

Se adopt valoarea modulului .

Cunoscnd distana dintre axe i modulul normal al roilor dinate se determin numerele de dini ai roilor dinate pentru fiecare treapt a schimbtorului de viteze, utiliznd formulele (4.9, 4.10,4.11).

Treapta I

Alegem numrul de dini ai pinionului Zp=17 dini. Numrul de dini ai roii dinate rezult din (4.10) i avem Unghiul de nclinare al dinilor este:

Treapta a II a

Calculm numrul de dini ai roii de pe arborele primar cu formula (4.9). Rezult:

Unghiul de nclinare al dinilor este:

Treapta a III a



Treapta a IV a



Treapta a V a



Treapta a VI a



Se calculeaz rapoturile de transmitere efective i erorile relative dintre raporturile de transmitere teoretice i cele efective n fiecare treapt a schimbtorului utiliznd formula:

(4.13)unde: raportul de transmitere teoretic; raportul de transmitere real; Erorile relative dintre rapoartele de transmitere teoretice i cele reale n fiecare treapt a schimbtorului sunt date n tabelul 4.3. Tabel 4.3isvT3.332.461.771.290.970.7

iscef3.212.271.761.260.960. 7

Eroarea relativ [%]-4.367.7-4.55-5.56-1.040

Cu rapoartele de transmitere efective calculate se traseaz diagrama fierstru prezentat n figura 4.3.

Fig. 4.3 Diagrama fierstru real

Acoperirile la schimbarea treaptelor sunt date de formula: (4.14)Valorile acoperirilor la schimbare treptelor sunt date n tabelul 4.4.

Tabel 4.4Treapta ITreapta IITreapta IIITreapta IVTreapta V

Acoperirea [km/h]1.07-0.26-2.054.42-0.88

4.4. Parametrii geometrici ai roilor dinate

Se prezint n tabelul 4.5 toate elementele geometrice ale roilor dinate, pentru fiecare treapt a schimbtorului de viteze.

4.4. Parametrii geometrici ai roilor dinate

Se prezint n tabelul 4.5 toate elementele geometrice ale roilor dinate, pentru fiecare treapt a schimbtorului de viteze.

Tabel 4.5.Nr.crtElementul geometricTreapta ITreapta IITreapta IIITreaptaIVTreapta VTreapta VI

Roat 1Roat 2Roat 1Roat 2Roat 1Roat 2Roat 1Roat 2Roat 1Roat 2Roat 1Roat 2

1Numrul de dini174218412137232927263132

2Unghiul de nclinare 10.475010.475010.475010.475014.83014.83029.92029.92027.95027.95027.95027.950

3Sensdreaptastngadreaptastngadreaptastnga

4Unghiul de angrenare of20.31120.31120.31120.31120.63120.63122.77922.77922.39322.39322.39322.393

5Unghiul de presiune on20020020020200200200200200200200200

6Unghiul rf20.31120.31120.31120.31120.63120.63122.77922.77922.39322.39322.39322.393

7Modulul normal mn222222

8Modulul frontal mf2.032.072.072.312.262.26

9Diam. de divizare28.4791.5235.1784.8343.4576.5553.0766.9261.1358.8770.1949.81

10Diametrul de baz26.785.8332.9879.5540.6671.6448.9361.756.5254.4364.8946.05

11Diametrul de rostogolire28.4791.5235.1784.8343.4576.5553.0766.9261.1358.8770.1949.81

12Diametrul interior23.4786.5230.1779.8338.4571.5548.0761.9256.1353.8765.1944.81

13Diametrul exterior32.4795.5239.1788.8347.4580.5557.0770.9265.1362.8774.1953.81

14Limea roilor

15Lungimea dinilor

Angrenajul echivalent

17Numrul de dini154718432239243028273323

18Diametrul exterior29.4594.6536.3787.7244.9379.1654.8969.263.2260.8872.5851.51

Proiect Auto 2 Furgon

Documents

Transcript of Proiect Auto 2 Furgon