Proiect Auto Marian

7/30/2019 Proiect Auto Marian

1/112

BOLBOASA MARIAN VIOREL

GRUPA 8301

UNIVERSITATEA POLITEHNICA

BUCURESTI

CATEDRA AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT AUTOMOBILE I

STUDENT: BOLBOASA MARIAN

GRUPA: 8301

AN UNIVERSITAR:2011 - 2012

CONDUCATOR PROIECT: SEF DE LUCRARI POPA LAURENTIU

1


2/112


GRUPA 8301

CUPRINS

Prezentarea temei de proiectare...........................................................................................4

PARTEA I

1.Alegerea si analiza unor modele similare de automobile conform cerintelor temei .......61.1 Alegerea modelelor similare de automobile..................................................................61.2.Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare alese..............................71.3.Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori................................................101.4.Analiza principalilor parametri masici.........................................................................131.5.Analiza principalilor parametri energetici...................................................................16

1.6.Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta...................................................192.Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru autoturismul impus printema...212.1. Predeterminarea principalior parametri dimensionali si masici ai autoturismuluiprecum si a subansamblelor acestuia 212.1.1. Predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori..............................212.1.2. Predeterminarea principalilor parametri masici.......................................................232.1.3. Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici ai principalilelorcomponente ale autoturismului..........................................................................................242.2. Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiv a interiorului

postului de conducere Definirea spatiului util................................................................262.2.1.Predeterminarea formei si a dimensiunilor postului de conducere si ainsotitorului auto...............................................................................................................26

2.2.2. Predeterminarea spatiului util din portbagaj............................................................342.3. Intocmirea schitei de organizare generala...................................................................352.4. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului si verificareastabilitaii sale songitudinale..............................................................................................37

2.5. Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora...........................................413.Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilorcorespunzatoare, in diferite conditii de deplasare ............................................................47

3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare....................473.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare,in functie de viteza autovehiculului...................................................................................504. Predeterminarea caracteristicii la sarcina tolata a motorului. Alegerea motorului pentruautomobilul impus prin tema ...........................................................................................58

2


3/112


GRUPA 8301

4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia deatingere a vitezei maxime la deplasarea automobililui in palier.......................................584.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala.....................66

5.Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte aschimbatorului de viteze ..................................................................................................695.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale..695.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatoruluide viteze (is1)......................................................................................................................735.2.1. Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima impusa prin tema.....................735.2.2.Determinarea lui is1 din conditiade viteza minima stabilita......................................745.2.3.Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplareaambreiajului,la pornirea de pe loc......................................................................................74

PARTEA a II-a

6.Ambreiajul......................................................................................................................766.1. Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegereavariantei ce se va proiecta..................................................................................................766.1.1Analiza particularitilor constructive i funcionale ale ambreiajelor mecanice......776.2.Calculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.......816.2.1.Determinarea momentului de calcul.........................................................................816.2.2.Dimensionarea garniturilor de frecare......................................................................826.2.3 Determinarea momentului de frecare al ambreiajului si a fortei de apasare asupra

discurilor ambreiajului.......................................................................................................846.2.4. Verificarea garniturilor de frecare...........................................................................846.3.Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului( arcuri de presiune,disc de presiune,disc condus,arbore,elemente de fixare si de ghidare).............................866.3.1.Calculul si proiectarea arcului diafragma.................................................................866.3.2 Calculul si proiectarea discului de presiune.............................................................936.3.3 Calculul si proiectarea discului condus....................................................................956.3.3.1 Elementul elastic suplimentar................................................................................966.3.4 Calculul si proiectarea arborelui ambreiajului..........................................................986.3.5 Calculul si verifcarea elementelor de fixare si ghidare a partii conducatoare pevolant.................................................................................................................................996.4.Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului.................................1006.4.1 Calculul mansonului de debreiere...........................................................................1006.4.1.1 Calculul rulmentului radial axial.........................................................................1016.4.1.2 Calculul mecanismului de actionare....................................................................102

3


4/112


GRUPA 8301

Bibliografie......................................................................................................................105

Tema de proiect Automobile I

Sa se efectueze proiectarea generala, functionala, privind dinamica tractiunii si aambreiajului pentru un automobile avand urmatoarele caracteristici:

Tipul automobilului: AUTOTURISM.

caroseria: BERLINA..

numarul de persoane(locuri): 5..

masa utila maxima constructiva:[Kg]

viteza maxima in palier:215.[Km/h]

panta maxima: 30[%]

alte particularitati: MAC4x2

Proiectul va contine doua parti:

A. Memoriul tehnic justificativB. Materialul grafic

Memoriul tehnic justificativ va cuprinde:

Partea I(6 puncte)

1. Alegerea unui numar adecvat de modele similare de automobile (minim 5modele), analiza particularitatilor constructive si a principalelor caracteristicidimensionale, masice si energetice.Stabilirea modelului de automobilce se va proiecta, conform cerintelor temei.

4


5/112


GRUPA 8301

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

a)Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai automobilului,precum si a subansamblelor acestuia;

b)Deteriminarea formei si a dimensiunii spatiului util, inclusiv a interioruluipostului de conducere;

c)Intocmirea schitei de organizare generala;

d)Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului, atat la sarcina utilanula cat si la sarcina utila maxima constructiva.

Determinarea incarcaturii statice la punti si a parametrilor ce definesc capacitateade trecere si stabilitatea longitudinala a automobilului, in stransa legatura cu pantamaxima impusa prin tema;

e)Alegerea anvelopelor si a jantelor.

3. Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor, a coeficientului derezistentaa aerului, a ariei sectiunii transversale maxime si a randamentuluitransmisiei.

4. Determinarea rezistentei la inaintare si a puterilor corespunzatoare, in functie deviteza automobilului.

5. Predeterminarea caracteristicii de turarie la sarcina totala a motorului, din conditiade viteza maxima in palier, alegerea motorului si precizarea principalilorparametrii ai motorului ales.

6. Predeterminarea si definitivarea rapoartelor de transmitere ale transmisieiprincipale.Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte alschimbatorului de viteze.

Partea a II-a-(4 puncte) ambreiajul

5


6/112


GRUPA 8301

1. Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegereavariantei ce se va proiecta.

2. Calculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.

3. Calculul si proiectarea prncipalelor componente ale ambreiajului(arcuri depresiune,disc de presiune,disc condus,arbore,elemente de fixare si de ghidare).

4. Calculul si proiectarea sistemelor de actionare a ambreiajului.

Materialul grafic va cuprinde:

1. Desen de ansamblu sumar al automobilului( in 3 vederi).2. Desen de ansamblu al ambreiajului (vedere laterala si sectiune longitudinala).

CAPITOLUL 1

1.Alegerea si analiza unor modele similare de automobile conform cerintelor temei

1.1 Alegerea modelelor similare

In tabelul de mai jos sunt prezentate modele similare alese conform cerintelor temei:

1. Mercedes E200 CDI2. BMW 520d3. Audi A6 2.0 TDI4. Volkswagen Passat B7 2.0 TDI5. Volvo S60 D3 DRIVe

Tabel 1.1 Alegerea modelelor similare

Nr. crt.DenumireModel

Denumireautoturism

Tipautomobile

Caroserie Numarde locuri

Vitezamaxima

km/h

Formularotilor/motor

1 A1 MercedesE200 CDI

Autoturism Berlina 5 210 4x2/MAC

6


7/112


GRUPA 8301

2 A2 BMW520d


3 A3 Audi A62.0 TDI


4 A4 VWPassat 2.0TDI


5 A5 VolvoS60 D3


1.2.Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare alese

In cadrul acestui subcapitol vor fi analizati din punct de vedere constructiv modele alese dupaurmatorii parametri:

amplasare motor; numar cilindri; supape; axe cu came; cutie de viteze; transmisie; frane fata/spate; pneuri fata/spate; volum rezervor;

volum portbagaj; tip suspensie; ambreiaj; amplasare rezervor.

7


8/112


GRUPA 8301

1. Mercedes E 200 CDI BlueEFFICIENCY

amplasare motor:fata; numar cilindri:4,in linie cutie de viteze: manuala cu 6 trepte; transmisie:spate frane fata/spate: discuri ventilate/discuri; pneuri fata/spate: 205/60 R 16 / 205/60 R 16 volum rezervor: 59 l

volum portbagaj:540 l tip suspensie fata/spate: Arcuri elicoidale, amortizor pe gaz/ Arcuri elicoidale,

amortizor pe gaz amplasare rezervor: spatele banchetei spate.

2.BMW 520d

amplasare motor:fata; numar cilindri: 4; cutie de viteze: manuala in 6 trepte; transmisie: spate; frane fata/spate: discuri ventilate/discuri ventilate; pneuri fata/spate: 225/55 R 17 W; volum rezervor: 70 l; volum portbagaj: 560 l; tip suspensie:independenta; amplasare rezervor:spatele banchetei spate.

3.Audi A6 2.0 TDI

amplasare motor: fata numar cilindri: 4,in linie

8


9/112


GRUPA 8301

cutie de viteze: manuala in 6 trepte; transmisie: fata; frane fata/spate: discuri ventilate/discuri pline pneuri fata/spate: 205/60R16 volum rezervor: 70 l; volum portbagaj:546 tip suspensie: - amplasare rezervor: spatele banchetei spate.

4.Volkswagen Passat B7 2.0 TDI

amplasare motor: fata , transversal numar cilindri: 4; cutie de viteze: manuala in 6 trepte; transmisie: fata; frane fata/spate: discuri ventilate/ disc pneuri fata/spate: 215/55 R16 volum rezervor: 70 l; volum portbagaj: 565 l; tip suspensie spate: suspensie pe arcuri independente;

amplasare rezervor:spatele banchetei spate;

5.Volvo S60 D3 DRIVe

amplasare motor: fata; numar cilindri: 5 cutie de viteze: manuala in 6 trepte; transmisie: fata;

frane fata/spate: - pneuri fata/spate: 215/50 R17; volum rezervor: 68 l; volum portbagaj: 380 l; tip suspensie:McPherson ansamblu arc-amortizor/ tip Multi-link;

9


10/112


GRUPA 8301

amplasare rezervor: spatele banchetei spate;

Din datele mai sus precizate,se trag urmatoarele concluzii:

1.Se constata ca tendinta producatorilor in ceea ce priveste amplasarea motorului,este aceea de a fiamplasat pe puntea fata,fiind o slutie mai simpla si mai corespunzatoare pentru acest tip deautoturism.2.La cele 5 autoturisme studiate,constructorii au optat pentru o cutie de viteze manuala cu 6 treptede viteza.3.In ceea ce prveste transmisia,ce observa ca la trei autoturisme sistemul de rulare se afla pe punteafata,iar la celelate doua fiind pozitionat pe puntea spate.

4.Se constata ca sistemul de franare este cu dicuri pline si cu discuri ventilate.5.Volumul rezervorului de motorina variaza ca volum intre 59 l si 70 l,iar tendinta este ca acesta safie amplasat in spatele banchetei din spate.

1.3 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori

Parametrii dimensionali exteriori care se iau in vederea analizarii modelelor similare sunt:

1. Lungimea totala (La)2. Latimea totala (la)3. Inaltimea totala (Ha)4. Ampatamentul (L)

Toti acesti parametrii sunt definiti ca unitate de masura in mm.

Parametrii dimensionali exteriori ai modeleor similare sunt prezentati in tabelul 1.2

Tabel 1.2 Parametrii dimensionali exteriori

10


11/112


GRUPA 8301

Nr. Crt. Denumiremodel

La la Ha L

1 A1 4868 1854 1471 2874

2 A2 4907 1860 1462 2968

3 A3 4915 1874 1455 2912

4 A4 4874 1820 1470 2712

5 A5 4628 1865 1484 2776

4400

4500

4600

4700

4800

4900

5000

La

25502600

2650

2700

2750

2800

2850

2900

2950

3000

L

11


12/112


GRUPA 8301

1440

1450

1460

1470

1480

1490

Ha

1780

1800

1820

1840

1860

1880

la

Conform tabelului 1.2,se observa urmatoarele aspecte:

Lungimea totala a autoturismului variaza intre un minim de 4628 mm la modelul A5,siun maxim de 4915 mm la modelul A3,observand faptul ca la 4 din cele 5 modelealese,lungimea totala tinde spre valoare maxima.

Latimea totala variaza intre un minim de 1820 mm la modelul A4,si un maxim de 1874mm la modelul A3,cu precizarea ca valorile tind usor spre cea maxima.

Inaltimea totala variaza de la un minim de 1455 mm la modelul A3,la un maxim de1484 mm la modelul A5,cu specificatia ca cele 5 valori sunt aproximativ uniformdistribuite pe toata plaja de valori.

Ampatamentul variaza intre un minim de 2712 mm la modelul A4,si un maxim de2968 mm la modelul A2.Se observa ca la 3 din cele 5 modele alese,valoareaampatamentului tinde spre valoarea maxima.

12


13/112


GRUPA 8301

1.4 Analiza principalilor parametrii masici

Principalii parametrii masici pe care vor fi studiati sunt: Masa proprie(m0) Masa totala(mam) Masa utila nominala (mun) Masa proprie liniara (m0l)

m0l=m0/L [kg/mm] (1.1)

Toti acesti parametrii sunt definiti ca unitate de masura in kg.

In tabelul 1.3 se vor preciza parametrii de mai sus pentru modelele similare alese

Tabel 1.3 Parametrii masici

Nr. Crt. Denumiremodel

m0 mam mun m0l

1 A1 1720 2255 535 0.59

2 A2 1785 2360 575 0.6

13


14/112


GRUPA 8301

3 A3 1660 2120 460 0.57

4 A4 1560 2100 540 0.575

5 A5 1545 2040 495 0.55

0.52

0.530.54

0.55

0.56

0.57

0.58

0.59

0.6

m0l

0

100

200

300

400

500

600

mun

1800

1900

2000

2100

2200

2300

2400

mam

14


15/112


GRUPA 8301

1400

1450

1500

1550

1600

1650

1700

1750

1800

m0

Pe baza tabelului 1.3,se fac urmatoarele afirmatii: Masa proprie variaza de la un minim de 1545 kg la modelul A5 la un maxim de 1785 kg

la modelul A2.Se observa ca la 3 din cele 5 modele studiate,valoarea masei proprii tindespre valoara maxima a intervalului de valori.

Masa totala variaza pe o plaja de valori cuprinsa intre un minim de 2040 kg laautoturismul A5 si un maxim de 2360 la modelul A2,valorile celor 5 modele fiindaproximativ uniform distribuite pe toata plaja de valori.

Masa utila nominala variaza de la un minim de 460 kg la modelul A3 la 575 kg lamodelul A2, 3 din cele 5 valori tind spre valorea maxima.

Masa proprie liniara variaza intre un minim de 0.55 kg/mm si un maxim de 0.6 kg/mm.Se observa faptul ca valorile sunt apropiate intre ele,4 din cele 5 valori tinzand catrevaloarea maxima.

15


16/112


17/112


GRUPA 8301

5 A5 1999 9.5:1 120/3000 400/1400-2850

0.058

0

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

Psp

0

5

10

15

20

Epsilon

1850

1900

1950

2000

2050

2100

2150

Cilindreea

17


18/112


GRUPA 8301

Pe baza tabelului 1.4 se deduc urmatoarele observatii:

Cilindreea variaza intre un minim de 1968 cmc la modelele A3 si A4,si un maxim de2148 cmc la modelul A1,valorile tinzand spre cea minima. Raportul de conpresie variaza pe o plaja de valori de la 9,5 la modelul A5 si 18,6 la

modelul A4. Puterea specifica variaza intre un minim de 0,042 kW/kg la modelul A2 si un maxim

de 0,058 kW/kg la modelul A5,4 din cele 5 valori tind spre valoare minima. Se obseva ca 3 din cele 5 modele simialare au puterea de 100 KW,celelalte 2 avand

103kW respectiv 120 kW. In ceea ce priveste cuplul motor acesta este cuprins in intervalul 280-400 Nm,valoarea

minima fiind inregistrata la modelul A2 iar cea maxima la modelul A5.

18


19/112


GRUPA 8301

1.6 Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta

Pentru alegerea modelului ce va fi proiectat se vor lua in considerare parametrii impusi prin tema,acestia fiind: tipul autovehiculului: AUTOTURISM; numarul de locuri/persoane: 5; vitezamaxima in palier: 215 km/h; motor cu aprindere prin comprimare si se mai considera si parametriidimensionali si energetici: lungimea totala de aproximativ: 4900 mm; latime totala in jurul valoriide: 1800; inaltime totala in medie de: 1400 mm; ampatament: 2900 mm; cilindree: 2 litri; raport decomprimare: 16:1; putere maxima: 100 kW; cuplu motor: 340 Nm; puterea specifica: 0,044 kW/kg.Dintre modelele cuprinse in tabelul 1.1, se aleg doua care se preteaza cel mai bine pe aceastaconfiguratie impusa prin tema si anume Mercedes E 200 CDI BlueEfficiency si respectiv BMW520d, cu parametrii dimensionali , masici si energetici proprii:

1.Mercedes E 200 CDI BlueEfficiency prezinta dintre acestea: Tipul autovehiculului: AUTOTURISM; Numar de locuri (persoane): 5; Sistem de propulsie: motor cu aprindere prin comprimare; Viteza maxima in palier: 210 km/h; Lungimea totala: 4868 mm; Latimea totala: 1854 mm; Inaltimea totala: 1471 mm; Ampatamentul: 2874 mm; Masa proprie: 1720 kg; Masa totala nominala: 2255 kg; Masa utila nominala: 535 kg; Masa proprie liniara: 0,59 kg/mm; Cilindreea: 2143 cmc; Puterea efectiva: 100 kW / 3800 rpm Cuplul motor maxim: 340 Nm / 2000 rpm; Puterea specifica: 0,044 kW / kg;

2.BMW 520d prezinta dintre acestea: Tipul autovehiculului: AUTOTURISM; Numar de locuri (persoane): 5; Sistem de propulsie: motor cu aprindere prin comprimare;

19


20/112


GRUPA 8301

Viteza maxima in palier: 222 km/h; Lungimea totala: 4907 mm; Latimea totala: 1860 mm;

Inaltimea totala: 1462 mm; Ampatamentul: 2968 mm; Masa proprie: 1785 kg; Masa totala nominala: 2360 kg; Masa utila nominala: 575 kg; Masa proprie liniara: 0,6 kg/mm; Masa proprie pe numar de locuri: 211 kg/loc/pers; Cilindreea: 1995 cmc; Puterea efectiva: 100 kW / 4000 rpm

Cuplul motor maxim: 270 Nm / 1750 rpm; Puterea specifica: 0,042 kW / kg;

Dintre aceste doua modele preferentiale, in vederea proiectarii, se va opta pentru automobilulMercedes E 200 CDI BlueEfficiency acesta avand parametri cu valorile cele mai apropiate de celeimpuse prin tema.

20


21/112


GRUPA 8301

CAPITOLUL 2

2.Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru autoturismul impusprin tema

2.1. Predeterminarea principalior parametri dimensionali si masici aiautoturismului precum si a subansamblelor acestuia

2.1.1. Predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori

Pentru determinarea parametrilor dimensionali exteriori se utilizeaza metodaintervalului de incredere [ Rumsiski ], aceasta cuprinzand etapele:

a) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentruparametrul xj, utilizand formula:

(2.1)

In care xj este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j;

Nms numarul de modele similare la care se cunoaste valoarea parametrului x.

b) calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv :

21

x1

Nms

j

xj=

Nms

Sx1

Nms

j

xj x( )2=

Nms 1


22/112


GRUPA 8301

(2.2)

c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv:

[%](2.3)

d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii:

(2.4)

k = Nms 1

in care t se alege in functie de P = 0,95 si de k.

e) Alegerea valorii parametrului din interval, x Ix .

(2.5)

Tabel 2.1. Centralizarea parametrilori dimensionali exteriori ai autoturismului deproiectat pe baza metodei intervalului de incredere.

22

CvxSx

x100

xales x t P k,( )Sx

Nms 14,89 > 14,03.

2.5. Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora

Fiind ales numarul de pneuri la fiecare punte ( 2 pneuri pentru fiecare punte), incarcaturastatica pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime calculate va fi:, j = 1...Np( 2.19)

, unde Gj este incarcatura radiala la puntea j, in daN iar Npnj este numarul de pneuri de lapuntea j.

Np = 2 , deci j = 1...2Zp1 = G1/Npn1 = 955,1 / 2 = 477,55 daN Zp1 = 477,55 daN

Zp2 = G2/Npn2 = 1140,2 / 2 = 570,1 daN Zp2 = 570,1 daN

Capacitatea portanta necesara a pneului ( definita ca incarcarea radiala maxima suportatade acesta) va fi:

45

pr pa pma

pr= arctg( b / hg ) = 65.89

pr pa pma

Zpj

Gj

Npnj


46/112


GRUPA 8301

Qpnec = ( max Zpj )/kq (2.20)

, unde kq = 0,90 , pentru autoturisme

Deci valoarea maxima pentru incarcatura statica pe pneu corespunzatoare sarcinii utilemaxime este:

Zp2 = 570,1 daN,Qpnec = 570,1 / 0,90 = 633,44 daN Qpnec = 633,44 daN

Din cataloage de firma se alege pneul cu capacitatea portanta,dar ca mai aproape de Qpnec.

Deci Qp 633,44 daN

Avand valoarea maxima pentru incarcatura statica pe pneu, din cataloage se observa caindicele de sarcina 90 este cel corespunzator pentru sarcina de 600 daN care este valoareacea mai apropiata de cea calculata.

Prin urmare din lucrarea [ 11 ] am ales modelul de anvelopa Michelin PILOTPRIMACY TL cu indicele de sarcina 95, careia ii corespunde o sarcina maxima de 690

daN

De asemenea, se precizeaza principalele caracteristici ale pneului ales:-Simbolizare anvelopa : 195/65 R15 91V;

-Latimea sectiunii pneului, Bu, in milimetri;Conform simbolizarii pneului, rezulta ca latimea sectiunii pneului are valoarea:Bu = 195 mm

-Diametrul exterior, De, si raza libera, r0, in milimetri:

Diametrul exterior se va calcula cu formula:De = Dj + 2Hs,

(2.21)

46

Qp Qpnec


47/112


GRUPA 8301

Dj fiind diametrul jantei, a carui valoare rezulta din simbolizarea anvelopei, adica 15inch, echivalentul a 381 mm, iarHs este inaltimea talonului si se afla cu formula na = Hs/Bu [ - ](2.22), unde na este raportul nominal de aspect, si acesta putand fi aflat din simbolizareaanvelopei impartind valoarea seriei anvelopei ( zc = 65 ) la 100 si va avea valoarea:

na = 65/100 = 0,65

Rezulta ca valoarea inaltimii talonului va fi :Hs = 0,65 * 195 = 126,75 mm

Prin urmare valoarea diametrului exterior va fi:De = 382 + 2*126,75 = 634,5 mm

Raza libera r0 este jumatatea diametrului exterior :r0 = De / 2 = 317,25 mm

-Raza statica, rs, sau raza dinamica rd, in milimetri:Avand in vedere datele despre pneul ales anterior, care ne sunt prezentate in lucrarea[11], vom defini valoarea razei statice (rs) si nu a celei dinamice ( rd ).

Din catalogul de specialitate, am extras valoarea razei statice: rs = 290 mm.

-Raza de rulare, rrce se poate determina prin:-Lungimea circumferintei de rulare, Lcrul, indicata in milimetri:rr = Lcrul/2

(2.24)-Valoarea razei libere si a presiunii aerului din pneu ( pa ):rr = r0 , unde este un coeficient de deformare, cu valorile:

(2.25) = 0,930...0,935, pneuri cu pa 600 kPa = 0,945...0,950, pneuri cu pa 600 kPa

-Valoarea razei statice, rs, in cazul anvelopelor de dimensiuni medii,rr= 1,02 rs, pentru anvelope diagonale

(2.26)rr = 1,04 rs, pentru anvelope radiale

(2.27)

47


48/112


GRUPA 8301

Din moment avem valoarea circumferintei de rulare in catalogul de anvelope, sianume Lcrul = 1937 mm, vom folosi formula (2.23) pentru a calcula raza de rulare:rr = 1937/2*3,14 = 308 mm

rr = 308 mm

-Capacitatea portanta a pneului, Qp, in kilograme ( daN ) si presiunea aerului din pneucorespunzatoare, pa, in bari;Capacitatea portanta a pneului, Qp se calculeasza cu ajutorul relatiei (2.20), incarcaturastatica din pneu fiind 615 daN, rezulta:Qp = 690/0,90 = 767 daN

Se observa ca valoarea obtinuta respecta conditia impusa Qp Qpnec, unde Qpnec = 682,55daN.

Pentru acest tip de pneu ales, din catalog obtinem valoare pentru presiunea aerului inoneu corespunzatoarepa = 2,5 bar.

-Viteza maxima de exploatare a pneului, Vmaxp, care trebuie sa indeplineasca conditiaVmaxp Vmax.

Avand viteza maxima in palier impusa prin tema Vmax = 215km/h, o putem compara cuviteza maxima de exploatare a pneului care reiese din simbolizarea anvelopei, codului deviteza V ii corespunde viteza maxima de exploatare a pneului de Vmaxp = 240 km/h

Prin urmare se respecta conditia Vmaxp Vmax. ( 240 > 215).

3.Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilorcorespunzatoare, in diferite conditii de deplasare

3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare

a)Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor

48


49/112


GRUPA 8301

Daca se considera vitezele pana la cele maxime ale autovehiculelor, in functie si decaracteristicile pneului, se poate folosi exprimarea parabolica de forma:

(3.28)

Valorile coeficientilor f0 , f01 si f02 pot fi alesi din tabelul 3.1:Tabel 3.1 Valorile coeficientilor f0 , f01 si f02pentru pneul de tip radial:

Tipul pneului f 0 f01[h/km]

f02[h2/km2]

Radial Sectiune foartejoasa:na={0.6,0.7}

1,6115x10-2

-9,9130x10-6

2,3214x10-7

Sectiune joasa:na={0.75,0.8}

1,6110x10-2 -1,0002x10-5 2,9152x10-7

Superbalon:na=0.82

1,1860x10-2 -1,8725x10-5 2,9554x10-7

Avand in vedere raportul nominal de aspect calculat na = 0,65, valorile corespunzatoarepentru coeficientiipentru pneul de tip radial alese sunt de sectiune foarte joasa:

f0 = 1,6115x10-2

f01 = -9,9130x10-6 [h/km]f02 = 2,3214x10-7 [h2/km2]

49

f f0 f01 V+ f02 V2+


50/112


GRUPA 8301

Pentru viteza maxima in palier impusa prin tema Vmax = 215km/h, valoarea coeficientuluide rezistenta la rulare a pneurilor este:

f = 1,6115x10-2 -9,9130x10-6 x 215 + 2,3214x10-7 x 2152 = 2,021 x 10-2

Se va reprezenta grafic dependenta f=f(V), pe baza valorilor centralizate in tabelul 3.2:Tabel 3.2 Variatia coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor in functie de diferitevalori ale vitezei:

V

[km/h]

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 2

f

[-]

1,6115x 10-2

1,60096x 10-2

1,60899x 10-2

1,635592x 10-2

1,680766x 10-2

1,74451x 10-2

1,8268x 10-2

1,9277x 10-2

2,0471x 10-2

2,1852x 10-2

2,3418x 10-2

2x

Dependenta coeficientului f de viteza se va reprezenta in figura 3.1

50


51/112


GRUPA 8301

f = f(V)

1

1,1

1,2

1,3

1,4

1,5

1,6

1,7

1,8

1,9

2

2,1

2,2

2,32,4

2,5

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

V [km/h]

f x 10^(-2)

f = f(V)

Fig 3.1. Dependenta coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilorb)Determinarea ariei sectiunii transversale maxime a autovehiculului

Aria sectiunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proiectiei autovehiculului seobtine prin planimetrarea conturului delimitat din vederea din fata a desenului deansamblu si calculul ce relatia:

[m2](3.29)

Unde: Bu este latimea sectiunii anvelopei;hb este inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale;la este latimea automobilului;

Npn este numarul de pneuri;

Cfeste coeficientul de forma , in cazul autoturismelor avand valoarea de 0.89.

Acesti parametri dimensionali sunt reprezentati in planimetrarea caroseriei autoturismuluiin vederea din fata.

51

A Cf Ha hb( ) la Npn hb Bu+


52/112


GRUPA 8301

Bu = 195 mmhb = 360 mmla = 1855 mm

Npn = 2Ha= 1470 mmCf = 0,89

Prin urmare valoarea sectiunii transversale maxime va fi:

A = 0,89 x (1570 360) x 1855 + 2 x 360 x 195 = 2,13 m2

c)Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului

Pentru un autoturism cu caroserie inchisa, valorile medii ale parametrilor aerodinamicisunt:A = {1.6;2.8} [m2]cx = {0.30;0.50}

Pentru valoarea sectiunii transversale maxime calculate ( A = 2,53 m2 ) care se incadreazain intervalulr recomandat, alegem un coeficient aerodinamic:

cx = 0,32

Aceasta valoare este corespunzatoare modelelor similare alese, fiind cea mai apropiata detendinta actuala pe piata.

d)Determinarea randamentului transmisieiPentru proiectare, in aceasta faza, se opereaza cu un randament constant mediu altransmisiei, in cazul autoturismelor avand valoarea de t = 0.92.

3.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare, in functiede viteza autovehiculului

a)Rezistenta la rulare, determinata cu relatia:

[daN](3.30)

52

Rrul f V( ) Ga cos p


53/112


GRUPA 8301

Careia ii corespunde puterea rezistentei la rulare definita de relatia:

[kW](3.31)

b) Rezistenta la panta, determinata cu relatia:

[daN](3.32)

Careia ii corespunde puterea rezistentei la panta definita de relatia:

[kW](3.33)

c)Rezistenta aerului, determinata cu relatia:

[daN] (3.34)

Careia ii corespunde puterea rezistentei aerului definita de relatia:

[kW] (3.35)

Calculele se vor face in urmatoarele situatii de deplasare a autovehiculului: Deplasare in palier (p=0), fara vant; Deplasare in panta maxima a drumului modernizat (pmax=7...9%) , fara vant.

Se vor reprezenta grafic rezistenta la rulare (Rrul(V)), rezistenta aerului (Ra0), sumarezistentelor (R0), precum si puterile corespunzatoare, la deplasarea in palier, sirezistenta la rulare (Rrul(V)), rezistenta aerului (Ra0), rezistenta la panta (Rp), sumarezistentelor (R0(V)), precum si puterile corespunzatoare, la deplasarea pe pantamaxima aleasa a drumului modernizat.

53

Prul

Rrul V

360

Rp Ga sinp

Pp

Rp V

360

Ra

k A Vx2

13

Pa

Ra V

360


54/112


GRUPA 8301

A.Deplasarea in palier, fara vant (p=0):


[daN]

Rezulta ca:

Rrul = 2,021 x 10-2 x 2095,3 x cos 0 = 42,34 daN

Rrul = 42,34 daN


[kW]

Prul = 42,34 x 215 / 360 = 25,28 kW

Prul = 25,28 kW


[daN]

Rp = 2095,3 x sin 0 = 0 daNRp = 0 daNCareia ii corespunde puterea rezistentei la panta definita de relatia:

[kW]

Pp = 0 kW


54

Rrul f V( ) Ga cosp

Prul

Rrul V

360

Rp Ga sinp

Pp

Rp V

360

Ra

k A Vx2

13


55/112


GRUPA 8301

[daN]

Vx este viteza relativa a aerului fata de automobil:

Vx = V Vv(3.36)Vx = 215 km/hUnde Vv este viteza vantului care este considerata nula.

k = 0,06125 x cx = 0,06125 x 0,32 = 0,0196(3.37)

Ra = 0,0196 x 2,13 x 2152 / 13 = 148,44 daNRa = 148,44daN


[kW]

Pa = 148,44 x 215 / 360 = 88,65 kWPa = 88,65 kW

Valorile prametrilor de rezistenta la inaintare precum si puterile care le corespund infunctie de viteza de deplasare in palier fara vant sunt reprezentate in tabelul 3.3.

Tabel. 3.3. Valorile rezistentelor la inaintare si puterile corespunzatoare in functie deviteza de deplasare in palier a autoturismului

V [km/h] 0 40 80 120 160 180 200 215

f 0,016115 0,016090,016808

0,018268

0,020472

0,021852

0,023418

0,0202

Rrul[ daN]35,965457

35,90945

37,51133

40,77109

45,68875

48,76928

52,26429 42,34

Ra [ daN ] 0 6,103138 24,41255 54,92825 97,65022 123,5886 152,5785 148,44

R35,965457

42,01259

61,92388

95,69934 143,339

172,3578

204,8428

190,78

Prul [ kW ] 0 3,98993 8,33585 13,5903 20,3061 24,3846 29,0357

55

Pa

Ra V

360


56/112


GRUPA 8301

9 6 1 4 2 25,28

Pa [ kW ] 00,678126

5,425012

18,30942 43,4001

61,79428

84,76581 88,65

P [ kW ] 04,668065

13,76086

31,89978

63,70621

86,17892

113,8015

113,93

La viteza maxima de deplasare a autoturismului Vmax = 215 km/h, componentele sumeirezistentelor au participatiile:Rrul = 74,49 %Ra = 25,51 %La viteza maxima de circulatie pe autostrada impusa de politia rutiera ( V = 130 km/h )participatiile componentelor sumei rezistentelor sunt:Rrul = 42 daN insemnand Rrul = 39,36 % din totalul rezistentelor, iar

Ra = 64 daN , adica Ra = 60,64 % din totalul rezistentelor.La viteza maxima de circulatie admisa drumurile nationale ( V = 90 km/h ) ,componentele sumei rezistentelor au participatiile:Rrul = 38 daN echivalentul a Rrul = 52,27% din rezitentele totale, iarRa = 31 daN , adica Ra = 44,73 %La viteza maxima de circulatie admisa in localitati ( V = 50 km/h ) obtinem valori pentru:Rrul = 36 daN , care reprezinta un procent de Rrul = 77 % din suma rezistentelor, pe candRa = 10 daN , adica Ra = 23 %

Se observa pe grafic ca rezistenta la rulare Rrul are cea mai mare pondere de la demarare

pana la viteza de 90 km/h, unde valorile celor doua rezistente sunt asemanatoare, urmandca dupa viteza de 100 km/h, rezistenta aerului Ra sa fie din ce in ce mai importanta, iarcresterea rezistentei la rulare nemaifiind semnificativa, avand o pondere mult mai micadecat cea a aerului.

La viteza maxima de deplasare a autoturismului Vmax = 215 km/h, componentele sumeirezistentelor au participatiile:Prul = 25,5 %Pa = 74,5%La viteza maxima de circulatie pe autostrada impusa de politia rutiera ( V = 130 km/h )participatiile componentelor sumei rezistentelor sunt:Prul = 15,11 kW insemnand Prul = 39,36 % din totalul rezistentelor, iarPa = 23,27 kW , adica Pa = 60,64 % din totalul rezistentelor.La viteza maxima de circulatie admisa drumurile nationale ( V = 90 km/h ) ,componentele sumei rezistentelor au participatiile:Prul = 9,54 kW echivalentul a Prul = 52,27% din rezitentele totale, iar

56


57/112


GRUPA 8301

Pa = 7,72 kW , adica Pa = 44,73 %La viteza maxima de circulatie admisa in localitati ( V = 50 km/h ) obtinem valori pentru:Prul = 5,02 kW , care reprezinta un procent de Prul = 77 % din suma rezistentelor, pe cand

Pa = 1,32 kW , adica Pa = 23 %

Se observa ca ponderile puterilor necesare invingerii rezistentelor la rulare si a aeruluicoincid cu ponderile valorilor rezistentelor.

B. Deplasare in panta maxima a drumului modernizat (pmax=8 %) vara vant:


[daN]

Rezulta ca:

arctg(0.08)=4.57Rrul = 2,021 x 10-2 x 2095,3 x cos 4.57= 42,21 daN , f(V) = 2,021 x 10-2

Rrul = 42,21 daN


[kW]

Prul = 42,21 x 215 / 360 = 25,2 kW

Prul = 25,2 kW


[daN]

Rp = 2095,3 x sin 4.57 = 166,94 daN

Careia ii corespunde puterea rezistentei la panta definita de relatia:

57

Rrul f V( ) Ga cosp

PrulRrul V

360

Rp Ga sinp


58/112


GRUPA 8301

[kW]

Pp = 166,94 x 215 / 360 = 99,7 kW


[daN]

Vx este viteza relativa a aerului fata de automobil:Vx = V VvUnde Vv este viteza vantului care este considerata nula.

k = 0,06125 x cx = 0,06125 x 0,32 = 0,0196

Ra = 0,0196 x 2,13 x 2152 / 13 = 148,44 daNRa = 148,44 daN


[kW]

Pa = 148,44 x 215 / 360 = 88,65 kWPa = 88,65 kW

Valorile prametrilor de rezistenta la inaintare precum si puterile care le corespund infunctie de viteza de deplasare in panta sunt reprezentate in tabelul 3.4.

Tabel 3.4.Valorile rezistentelor la inaintare si puterile corespunzatoare in panta de 8%

V

[km/h] 0 40 80 120 140 160 180 200 215

f0,016115 0,01609 0,016808 0,018268 0,019277 0,020472 0,021852 0,023418 0,02

Rrul[daN]

35,60580 35,55035 37,13621 40,36338 42,59246 45,23186 48,28159 52,09813 42,2

58

Pp

Rp V

360

Ra

k A Vx2

13

Pa

Ra V

360


59/112


GRUPA 8301

Ra[ daN] 0 6,103138 24,41255 54,92825 74,76345 97,65022 123,5886 152,5785 148,

Rp

[ daN ] 177,82 177,82 177,82 177,82 177,82 177,82 177,82 177,82 166,

R211,9180 217,9657 237,861 271,6038 293,6681 319,1943 348,1823 380,6323 357,

Prul[kW ] 0 3,950039 8,252492 13,45446 16,56373 20,10305 24,1408 28,74536 25,2

Pa[ kW ] 0 0,678126 5,425012 18,30942 29,07467 43,4001 61,79428 84,76581 88,6

Pp[ kW ] 0 19,59024 39,18049 58,77073 68,56586 78,36098 88,1561 97,95122 99,7

P[ kW ] 0 24,21841 52,85799 90,53461 114,2043 141,8641 174,0912 211,4624 213,

La viteza maxima de deplasare a autoturismului Vmax = 215 km/h, componentele sumeirezistentelor au participatiile:Rrul = 10,05 %Ra = 29,65%Rp = 60,3 %La viteza maxima de circulatie pe autostrada impusa de politia rutiera ( V = 130 km/h )participatiile componentelor sumei rezistentelor sunt:Rrul = 52,09 daN insemnand Rrul = 9,95 % din totalul rezistentelor, iarRa = 152,88 daN , adica Ra = 15,49 % din totalul rezistentelor,Rp = 177,82daN, procentul echivalent fiind Rp = 74,56 %La viteza maxima de circulatie admisa drumurile nationale ( V = 90 km/h ) ,componentele sumei rezistentelor au participatiile:Rrul = 37,78 daN echivalentul a Rrul = 9,97% din rezitentele totale, iarRa = 30,89 daN , adica Ra = 8,15%Rp = 310,22 daN, procentul echivalent fiind Rp = 81,9 %La viteza maxima de circulatie admisa in localitati ( V = 50 km/h ) obtinem valori pentru:Rrul = 35,79 daN , care reprezinta un procent de Rrul = 10,06 % din suma rezistentelor, pecandRa = 9,53 daN , adica Ra = 2,68 %Rp = 310,22 daN, procentul echivalent fiind Rp = 87,26%

59


60/112


GRUPA 8301

La viteza maxima de deplasare a autoturismului Vmax = 215 km/h, componentele sumeirezistentelor au participatiile:Prul = 10,05 %Pa = 29,65%Pp = 60,3 %La viteza maxima de circulatie pe autostrada impusa de politia rutiera ( V = 130 km/h )participatiile componentelor sumei rezistentelor sunt:Prul = 14,95kW insemnand Prul = 9,95 % din totalul rezistentelor, iarPa = 23,27 kW , adica Pa = 15,49 % din totalul rezistentelor,Pp = 150,26 kW, procentul echivalent fiind Pp = 74,56 %La viteza maxima de circulatie admisa drumurile nationale ( V = 90 km/h ) ,componentele sumei rezistentelor au participatiile:Prul = 9,44 kW echivalentul a Prul = 9,97% din rezitentele totale, iarPa = 77,55 kW , adica Pa = 8,15%Pp = 94,72 kW, procentul echivalent fiind Rp = 81,9 %La viteza maxima de circulatie admisa in localitati ( V = 50 km/h ) obtinem valori pentru:Prul = 4,97 kW , care reprezinta un procent de Prul = 10,06 % din suma rezistentelor, pe candPa = 1,32 kW , adica Pa = 2,68 %Pp = 43,08 kW, procentul echivalent fiind Pp = 87,26%

Se observa ca ponderile puterilor necesare invingerii rezistentelor la rulare, a aerului si lapanta coincid cu ponderile valorilor rezistentelor.

4. Predeterminarea caracteristicii la sarcina tolata a motorului. Alegerea motoruluipentru automobilul impus prin tema

4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia deatingere a vitezei maxime la deplasarea automobililui in palier

Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a automobilului ( Vmax), ladeplasarea acestuia in treapta de viteze cea mai rapida ( priza directa sau echivalentul

ei ) , in palier. Pentru a avea o anumita acoperire, din punct de vedere a puterii, se poateadmite ca atingerea lui Vmax se obtine pe o foarte mica panta, p0 = ( 0,05...0,3 )%,rezultand in acest fel o putere maxima ( Pmax ) ceva mai mare decat in cazul deplasarii inpalier ( p0 = 0 )

60


61/112


GRUPA 8301

Bilantul de putere este:

Pr = t x P = Prul + Pp + Pa + Pd(4.38)

Pentru V = Vmax, rezulta casi deci Pd = 0

Relatia (2.38) devine:

(4.39)

Se determina puterea motorului corespunzatoare vitezei maxime din relatia (2.39), PVmax :

(4.40)

, in care toti termenii membrului drept sunt cunoscuti.

Alegem :p0 = 0,1 %, rezulta p0 = arctg(0,001) = 0,057A = 2.13 m2

k = 0,0196 = 0,92 ( 92%)Ga = 2095,3 daN

Pentru viteza maxima impusa prin tema de Vmax = 215 km/h,caruia ii corespunde valoarea

coeficientului de rezistenta la rulare f = 0,021, rezulta puterea motorului care corespundecu aceasta este:

PVmax =126,28 kW

61

dv

dt

t

PV.max

1

360f V

max( )G

a cos

p0 V

max G

asin

p0 V

max+

k A Vmax3

13+

PV.max

Vmax

360 tf Vmax( ) Ga cosp0 Ga sinp0+

k A Vmax2

13+


62/112


GRUPA 8301

Modelarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face prin relatia analitica:

(4.41)

sau sub o forma simplificata:

(4.42)

Dar pentru V = Vmax , motorul va acea turatia nVmax, iar relatia(2.42) devine:

(4.43)

Functia fp defineste caracteristica la sarcina totala raportata si depinde de tipul siparticularitatile constructive ale motorului.Se alege tipul motorului ( daca nu a fost impus prin tema ) si se adopta valorile pentrucoeficientii de adaptabilitate ( ca ) si de elasticitatile ( ce ), comparabile cu valorileexistente la modelele similare.

De la modelele preferentiale am extras valorile maxime ale parametrilor de putere simoment la turatiile lor corespunzatoare:Pentru modelul Mercedes E Class avem:

Pmax : 100 kW / 4600 rpm siMmax: 360 Nm / 2600 rpm , astfel rezulta momentul la care se obtine puterea maxima,MP:

MP = 207,71 Nm

Apoi se calculeaza coeficientul de adaptabilitate, ca cu formula:

62

P Pmax fpn

np

PV.max PmaxfpnV.max

np

MP 955.5Pma

nP

ca

Mmax

MP

P Pmax

'

n

np

'

n

np

2

+

'

n

np

3


63/112


GRUPA 8301

ca = 1,733

Coeficientul de elasticitate ce se afla cu formula:

Ce = 0,565Cunoscand ca si ce se calculeaza apoi valorile coeficientilor de forma ai caracteristiciimotorului:

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

(4.47)

ca 1

ce 1( )2

'2 ce ca+( )

ce 1( )2

Rezulta:=3,574 = - 4,149 = - 1,469

Se adopta o valoare pentru marimea raportata:

nVmax

nP, tinand cont de valorile recomandate:

1.05...1.25. ,pentru M.A.S.

63

ce

nM

nP


64/112


GRUPA 8301

0.9...1.0. , pentru M.A.C.

Corespunzator tipului de motor impus prin tema ( M.A.C.), se alege o valoarerecomandata pentru marimea raportata:

= 0,95

Se calculeaza puterea maxima necesara motorului theoretic

In care:

= 3,575x 0,95 4,149 x 0,95 + 1,469 x 0,95=0,85Pmax =148,56 kW

Pentru stabilirea valorii turatiei de putere maxima, np, se tine cont de valorile existente la

motoarele modelelor similar alese, in special de cele ale caror putere maxima este foarte

apropiata de cea calculata anterior.

Aceasta valoare pentru puterea maxima a motorului teoretic obtinuta este cea mai

apropiata de modelul preferential Mercedes E Class care dezvolta o putere maxima de

100 kW la o turatie de 4600 de rotatii pe minut ( nP = 4600 rpm ) .

Pmax = 100 kW

nP = 4600 rpm

Astfel, toti parametrii necesari modelarii curbei de putere sunt cunoscuti, gama de valoriale turatiei fiind:

n [nmin.nmax], unde nmin 0.2np ,iar nmax se adopta in functie de tipul motorului:

64

Pmax

PVmax

fnVmax

np

PVma

f ( )

f ( ) ' ' 2+ ' 3


65/112


GRUPA 8301

nmax=1.2...1.25 np pentru M.A.S.

nmax= np pentru M.A.C.

Astfel se adopta:

nmin = 0,2 x 4600 = 920 rpmnmax = 4600 rpm

Rezulta plaja de turatie:

n [920, 4600]

Se traseaza caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului, pe baza valorilorcalculate si tabelate, dupa modelul de mai jos.

Tabel 4.1. Centralizarea valorilor calculate ale parametrilor de putere si moment motor infunctie de turatie.

n[rot/min]

nmin=920

1500 2000 2500nM=2600 3200 3600 4000

np==460

P[kW]

9,5446 30,3159 50,8532 71,3926 88,8055 91,0811 93,4660 94,7336Pma148

M[daNm]

10,363 19,3112 24,2951 27,2862Mmax=32,6371 27,1962 24,8074 22,6294

Mp=20,

65


66/112


GRUPA 8301

Caracteristica pentru moment motor este reprezentata la scara 1 : 3 pentru a se observaintersectia cu curba caracteristica de putere.

Fig. 4.1. Caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului

Se observa din curbura caracteristicii ca de la turatia minima nmin = 880 rpm si pana turatiade n = 3100 rpm aceasta a fost trasata dupa formula (2.41) utilizand coeficientii , , , iarde la turatia n = 3100 rpm pana la turatia maxima nmax = 4400 rpm utilizand coeficientii,, , aceasta solutie fiind singura care conferea caracteristicolor de putere si moment oaliura corespunzatoare unui M.A.C. si fara a aparea salturi in curbele caracteristicilor.In cazul utilizarii numai a coeficientilor , , pe intreaga plaja de turatie, obtineam o

caracteristica similara unui M.A.S., iar cand folosim numai coeficientii ,, , obtinem ocaracteristica cu aliura neadecvata. Acestea sunt reprezentate in figurile 4.2 , respectiv 4.3.realizate cu ajutorul valorilor din tabelele 4.2 respectiv 4.3.

66


67/112


GRUPA 8301

Tabel 4.2. Valorile parametrilor de putere si moment motor in functie de turatie calculate cu , , n[rpm] 920 1500 2000 2500 2600 3200 3600 4000

P [kW]9,5446688 30,3159

50,85328

71,39264

88,80557

94,19458

101,1694

101,7384

M[daNm]

10,363558

19,31123

24,29515

27,28627 32,6371

28,12591

26,85204

24,30277

Caracteristica teoretica

0

20

40

60

80

100

120

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000

n[rpm]

P[kW],

M[daNm] P [kW]

M

Fig. 4.2. Caracteristica teoretica trasata utilizand coeficientii , , .

Tabel 4.3. Valorile parametrilor de putere si moment motor in functie de turatie calculate cu , , n[rpm] 920 1500 2000 2500 2600 3200 3600 4000

P [kW]41,637599

62,32553

74,57458

83,42266 82,4454

91,08119

93,46604 94,7336

67


68/112


GRUPA 8301

M[daNm]

45,209916

39,70136

35,62801

31,88414 30,2986

27,19627

24,80744

22,62949

Caracteristica teoretica

0

20

40

60

80

100

120

140

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000

n[rpm]

P[kW],

M[daNm] P [kW]

M

Fig. 4.3. Caracteristica teoretica trasata utilizand coeficientii , , .

4.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala

Pentru alegerea motorului, ce va echipa autoturismul impus prin tema, se va utilizametoda caracteristicilor relative la sarcina totala. Aceasta metoda presupune alegerea acel putin doua motoare cu puterea maxima foarte apropiata de cea teoretica (calculataanterior) si pentru care se cunoaste variatia P=P(n). Se obtin astfel curbele

caracteristicilor relative P/Pmax=f(n/np) pentru motoarele similare si pentru cel teoretic.In functie de pozitia relativa a curbelor obtinute se va alege motorul. Recomandareaprevede ca alegerea sa corespunda situatiei in care curba motorului ales sa fie situatadeasupra curbei motorului teoretic, astfel incat motorul ales sa prezinte o rezerva deputere superioara.

68


69/112


GRUPA 8301

De la modelele preferentiale am selectat doua motoare care indeplinesc parametrii deputere necesari modelului ce trebuie proiectat si sunt cei mai apropiati de valoareaobtinuta prin calcul,adica modelele preferentiale Mercedes E Class care dezvolta o puteremaxima de 100 de kW la o turatie de 4600 de rotatii pe minut ( np = 4600 rpm ) simotorul modelului Audi A6 care dezvolda 100 kW la 4000 de turatii pe minut.

Prin urmare, optiunile pe care le avem pentru alegerea motorului modelului ce trebuie

proiectat sunt:

1) Pmax1 = 100 kW 2) Pmax2 = 101 kW

nP1 = 4600 rpm nP2 = 4000 rpm

Mmax1 = 36 daNm Mmax2 = 32 daNm

nM1 = 2600 rpm nM2 = 2500 rpm

Dintre aceste doua motoare cel mai apropiat de cel necesar modelului impus prin tema

este primul, avand valoarea puterii maxime cea mai apropiata de cea obtinuta prin calcul,

iar rezerva de putere este mai mare decat a motorului 2 pana la turatia de 3000 rpm.

Dupa alegerea motorului se prezinta caracteristica sa la sarcina totala, precizandparametrii sai importanti (Pmax/np; Mmax/nM; nmin/nmax)

Caracteristica la sarcina totala a motorului ales (1) este prezentata in figura 4.5.

69


70/112


71/112


GRUPA 8301

5.Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei

trepte a schimbatorului de viteze

5.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisieiprincipale

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face dinconditia ca automobilul impus prin tema sa atinga viteza maxima la deplasarea sa intreapta cea mai rapida a schimbatorului de viteze, care este in general, treapta de prizadirecta (la schimbatorul cu 3 arbori) sau treapta similara acesteia, cu raport detransmitere apropiat de unitate (la schimbatorul de viteze cu 2 arbori).

Se stie ca: V 0. 377rr n

i0 iSK

[km/h] , iar pentru viteza maxima, relatia devine:

(5.45)

Vmax 0.377rr nVmax

i0 iSN

[km/h](5.46)

Unde isn

=1, in priza directa

isn

1, in cazul schimbatorului de viteze cu 2 arbori, isn

=0.91...0.98

sau

isn

=1.03...1.05

In aceasta faza a proiectului se alege isn

intre limitele mentionate, tinand seama si de

valorile de la modelele similare.

71


72/112


GRUPA 8301

Din relatia 5.46 rezulta:

io( )pred 0.377rr nVmax

Vmax iSN

(5.47)

, in care turatia de viteza maxima, nVmax

, se calculeaza cu expresia:

nVmax

nP

, valoarea parametrului fiind dj cunoscuta.(5.48)

Valoarea predeterminata a raportului i0

trebuie sa fie definitivata (i0ef

), ca fiind un raport

intre doua numere natural, corespunzatoare numerelor de dinti sau produselor de numere

de dinti ale rotilor dintate in angrenare.

Deci, i0( ) efp

q , p,q N

(5.49)i0( ) ef i0( )pred

Pentru definitivarea rapotului i0

se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinti ,

pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematica a transmisiei principale.

72


73/112


GRUPA 8301

Daca (i0

)pred


74/112


GRUPA 8301

La definitivarea raportului de transmitere al angrenajului in unghi trebuie sa se aleaganumere de de dinti astfel incat raportul efectiv sa fie cat mai aproapiat de celpredeterminat si dimensiunile de gabarit ale transmisiei principale sa fie cat mai mici.

Pentru transmisia principala simpla se alge zp cu valoarea minima, care, insa, estedependent de raportul (i0)pred. In acest sens, pentru angrenajele conice se pot folosirecomandarile firmei Gleason, indicate in tabelul 5.1.

Tabel 5.1. Numarul minim de dinti zpi0 2,5 3 4 5 6-7 >7

zpmin 15*) 12*) 9 7 5 5

*

)

Se poate alege chiar 11

La transmisia principala simpla, se alege numarul de dinti corespunzatori unei roti dintatecilindrice: zp=1417In cazul transmisiei principale duble, se considera pentru inceput ca

i0i0 i0( )pred

(5.52)

In care i0=1,72,5 , dupa care se allege z

pmin(i

0)

Din relatia (5.50) rezulta zc

care se va rotunji la valoarea intreaga cea mai apropiata ,dupa

care se recalculeaza raportul de transmitere efectiv i01

. Dupa aceea,modificand numarul

de dinti ai coroanei sau chiar ai pinionului de atac se determina insa alte cateva rapoarte

effective i02

si i03

(abaterea valorii rapoartelor effective alese i01

, i02

si i03

nu trebuie sa

depaseasca 5% fata de cea predeterminata).

Pentru valoarea calculata a raportului de transmitere al transmisiei principalei0 pred = 2,458 ,alegem numarul de dinti corespunzatori unei roti dintate cilindrice:

74


75/112


76/112


GRUPA 8301

Dintre aceste valori o alegem pe cea mai apropiata si ca valoare mai mare decat ceapredeterminata, aceasta solutie avand si cea mai mare rezerva de putere pana la atingereavitezei maxime.

i0 = i02 = 2,533

5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului deviteze (is1)

Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din urmatoarele conditii: Invingerea pantei maxime, impusa prin tema; deplasarea in palier, pe drum modernizat, cu o viteza minima stabilita; solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

5.2.1. Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima impusa prin tema

La determinarea acestui raport se pune conditia ca urcarea pantei maxime, pmax, sasenfacacu viteza constanta, redusa.Din bilantul de tractiune se obtine relatia:

(5.9)

in care rezistenta specifica maxima a drumului se calculeaza cu relatia:

max f(0) x cospmax + sinpmax(5.10)

unde pmax = arctg (pmax)

(5.11)

Ceilalti termeni din relatia (5.9) sunt deja cunoscuti.Pentru valorile cunoscute ale parametrilor:Ga = 2095,3 daN

76

is1

max Ga rd

Mmax i0 t


77/112


GRUPA 8301

rd = rr = 308 mm = 0,308Mmax = 36 daNmi0 = 2,533

t = 0,92 , si pentru valoarea calculata:max = 0,258 , rezulta:

5.2.2.Determinarea lui is1 din conditiade viteza minima stabilita

Considerarea acestui criteriu are in vedere regimul uniform de miscare pe un drummodernizat in palier.

Utilizand aceasta conditie, valoarea acestui raport este data de relatia:

(5.12)

in care Vmin = 6...10 km/h si nmin (0,15...0,2) np (5.13)

nmin = 0,15 x 4600 = 690 rpm,Vmin = 10 km/h , rezulta:is1=3,163

5.2.3.Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplareaambreiajului,la pornirea de pe loc

Solicitarile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplareqa sa, la pornirea de peloc.Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornireade pe loc, in cazul deplasarii pe un drum in palier, de efectul valorii turatiei initiale amotorului, n0, si de marimea puterii specifice, Psp, se obtine urmatoarea expresie de

calcul a valorii raportului primei trepte:

(5.14)

77

is1 = 2,535

is1 0.377nmin rr

io Vmin

is1 0.11iSN

n0 Vmax

ka

np ca Psp

1


78/112


79/112


GRUPA 8301

Partea a II-a

6. Ambreiajul

6.1. Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegereavariantei ce se va proiecta.

Pentru a transmite fluxul de putere i cuplul de la motor la transmisie i implicit pentru aputea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care s ntrerup acest fluxenergetic.

Acest rol este ndeplinit de ambreiaj.

Ambreiajul servete cuplarea temporar i la cuplarea progresiv a motorului cutransmisia.

Decuplarea motorului de transmisie e necesar n urmtoarele cazuri:

-Pornirea din loc a automobilului;

-n timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbtorului de vitez;

-La frnarea automobilului;

-La oprirea automobilului cu motorul pornit;

79


80/112


GRUPA 8301

Cuplarea progresiv a motorului cu transmisia este necesar n cazurile urmtoare:

-La pornirea din loc a automobilului;

-Dup schimbarea treptelor de vitez;

Pentru funcionare, ambreiajul trebuie s ndeplineasc urmtoarele condiii:

-S permit decuplarea rapid i complet a motorului de transmisie, pentru o schimbareatreptelor fr ocuri;

-Decuplarea s se fac cu eforturi reduse din partea conductorului fr o curs mare lapedal;

-S asigure o cuplare progresiv a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii bruteaautomobilului;

-S asigure n stare cuplat o mbinare perfect ntre motor i transmisie;

Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, n funcie de principiuldefuncionare.Acestea sunt:

-Ambreiaje mecanice (cu friciune);

-Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje);

-Ambreiaje electromagnetice;

-Ambreiaje combinate;

Cele mai rspndite ambreiaje pe automobile sunt cele mecanice (cu friciune).la carelegtura dintre partea condus i cea conductoare se realizaez prin fora de frecare.

80


81/112


GRUPA 8301

Prile constructive ale ambreiajului sunt:

1. Partea conductoare partea montat pe volantul motorului, care cuprinde:

a) Carcasa interioar a ambreiajului;

b) Placa de presiune;

c) Arcul de presiune.

2. Partea condus partea care este n legtur direct cu arborele primar alschimbtorului devitez, care cuprinde:

a) Discul condus al ambreiajului;

b) Arborele ambreiajului.

3. Sistemul de acionare sau comand care cuprinde:

I.Sistemul interior de acionare format din:

a) Prghii de debreiere;

b) Inelul de debreiere;

c) Rulmentul de debreiere;

d) Furca ambreiajului.

II. Sistemul exterior de acionare care poate fi de tip:

81


82/112


GRUPA 8301

a) Neautomat cu acionare mecanic sau hidraulic;

b) Neautomat cu servamecanism de tip hidraulic, pneumatic,electric;

c) Automate.

Cele mai folosite i rspndite tipuri de ambreiaje pentru automobile sunt ambreiajelemecanicecu arcuri periferice, cu arc diafragm i ambreiaje cu arc central.

Pentru a se decide ce tip de ambreiaj va echipa automobilul, se vor analiza modele de

automobilsimilare din punct de vedere al tipului de ambreiaj cu care au fost echipate.

Pe lng analiza modelelor similare de automobil, se va face i o analiz a douaambreiaje din punt de vedere al construciei i a funcionrii.

Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influenat de momentul motortransmis,tipul acionrii (mecanic, hidraulic), tipul frecrii (uscat,umed), etc.

6.1.1Analiza particularitilor constructive i funcionale ale ambreiajelor mecanice

A.Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice.

Este foarte rspndit acest tip de ambreiaj att la camoiane ct i la autoturisme, datoritgreutiireduse ct i simplitii constructive. Reprezentat n fig. 6.1.

82


83/112


GRUPA 8301

Fig. 6.1. Sectiune transversala prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice

Elementele ambreiajului monodisc cu arcuri periferice sunt:1-volant; 2-disc ambreiaj; 3-placa de presiune; 4,5- ax; 6-parghie de debreiere; 7-manson;8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10-garnitura termoizolanta; 11-carcasa; 12-orificii practicate in volant;

Utilizarea acestui ambreiaj este recomandat n cazul n care momentul transmis nudepete

70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este c folosete dou rnduri de arcuride presiune,asfel se obine o for de apsare mai mare cu arcuri mai puin rigide.

83


84/112


GRUPA 8301

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

Acest tip de ambreiaj este foarte rspndit astzi n rndul automobilelor, datoriturmtoarelelor particulariti:

-acionarea ambreiajului este mai uoar deoarece fora necesar decuplrii este mai miclaacest tip de arc, arcul prezint o caracteristic neliniar;

-fora cu care arcul diafragm acioneaz asupra plcii de presiune este aproximativconstant;

Ambreiajul cu arc central de tip diafragm este prezentat n fig. 6.2.

84


85/112


GRUPA 8301

Fig. 6.2. Sectiune transversala prin ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma

Elementele ambreiajului monodisc cu arc central sunt:1-flansa arbore cotit; 2-bucsa de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcasa ambreiaj;6-coroana dintata volant; 7-garnituri disc ambreiaj; 8-placa disc ambreiaj; 9-arcurielicoidale; 10- diafragma; 11-rulment de presiune; 12-surub de fixare; 13-suruburi; 14-etansare; 15-furca; 16-nit diafragma.Pentru stabilirea tipului de ambreiaj care se preteaza pentru utilizarea in cadrulautomobilului ce trebuie proiectat s-a efectual un studiu al solutiilor adoptate deproducatorii modelelor similare.

Datorit avantajelor pe care le prezint arcul diafragm, n ultimul timp a ajuns sfieutilizat foarte mult pe autoturisme.

85


86/112


GRUPA 8301

Penru scopul utilizarii automobilelor de pe piata, nivelul de echipare si pret, cel maiutilizat este abmreiajul mecanic uscat monodisc.

Acesta se preteaza cel mai bine pentru cerintele inpuse prin tema, ambreiajul monodisc

fiind suficient pentru a transmite momentul maxim al motorului ales si se incadreaza inparametrii economici.

Automobilele similare si tipul de ambreiaj cu care sunt echipate sunt prezentate in tabelul6.1.

Tabel 6.1.Ambreiajele care echipeaza modelele similare

Nr.crt.

Denumire automobil Tip ambreiaj

1. Mercedes-Benz E Class monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

2. Vokswagen Passat monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

3. Audi A6 monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

4. BMW 520 monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

5. Volvo S60 monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

Din tabelul prezentat, se observ c toate automobilele similare sunt echipate cu acelaitip deambreiaj.

Deoarece automobilele sunt echipate cu acelai tip de ambreiaj i considerndu-se icaracteristicile funcionale i constructive ale celor dou tipuri de ambreiaje prezentateanterior automobilul de proiectat va fi echipat cu un ambreiaj monodisc uscat, cu arcdiafragm.

86


87/112


GRUPA 8301

6.2.Calculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.

6.2.1.Determinarea momentului de calcul

In timpul functionarii ambreiajului, ca urmare a frecarilor normale din fazele de cuplare-decuplare, suprafetele de frecare ale discurilor conduse sunt supuse uzurii, arcurile depresiune se detensioneaza, iar forta de apasare se micsoreaza. Pentru ca ambreiajul sa fiecapabil sa transmita momentul maxim al motorului si in cazul cand garniturile sunt uzate,la dimensionarea ambreiajului se adopta un moment mai mare decat momentul maxim al

motorului, numit momentul necesarsaumomentul de calcul al ambreiajului:

Mc = .Mmax(6.1)

Alegerea valorii coeficientului de siguranta se face tinandu-se seama de tipul sidestinatia automobilului, precum si de particularitatile ambreiajului.Pentru valori mari ale coeficientului de siguranta se reduce intensitatea patinariiambreiajului deci si lucrul mecanic de patinare, creste durata de functionare aambreiajului, se reduce timpul de ambreiere si se imbunatatesc performantele dinamiceale automobilului.

Marirea exagerata a coeficientului de siguranta conduce la aparitia unor suprasarcini intransmisie, in special la franarea brusca a automobilului precum si marirea fortei necesaredecuplarii.Reducerea valorii coeficientului de siguranta a ambreiajului conduce la o buna protectie atransmisiei la suprasarcini, dar la o uzura mai mare a discurilor, deoarece patinareaambreiajului este mai intensa. Forta necesara decuplarii este mai redusa.Transmiterea integrala a momentului motor si dupa uzarea maxima normala a garniturilorde frecare iuseamna ca, in aceasta situatie limita, coeficientul de siguranta al ambreiajuluisa fie mai mare sau cel mult egal cu 1:

1

Tinand cont de tipul automobilului si de recomandarile din literatura de specialitate, se vaalege:

= 1,6

87


88/112


GRUPA 8301

Asadar, se obtine pentru momentul necesar, urmatoarea valoare:

Mc = x Mmax = 1,6 . 360 = 576 Nm (6.2)

6.2.2.Dimensionarea garniturilor de frecare

Pentru alegerea unei garnituri de frecare vom analiza ofertele de pe piata ale firmeiFERMIT. Intrucat momentul transmis este mare, vom alege retete ce confera garniturilorun coeficient de frecare mai mare:

Reteta M1:-coeficient de frecare =0,35-0,5 (mediu uscat)-prsiune specifica maxima: pas = 5 daNm

-uzura maxima: 0,13 mm-intensitatea la uzura: 2,35. 10-6 cm3/daNm-contradisc: fonta/otel

Reteta B32:-coeficient de frecare =0,35-0,5 (mediu uscat)-prsiune specifica maxima: pas = 2 daNm-uzura maxima: 0,16 mm-intensitatea la uzura: 2,9. 10-6 cm3/daNm-contradisc: otel

Reteta B32 nu este avantajoasa datorita presiunii admisibile mici si faptului ca impunefolosirea unui contradisc numai din otel; reteta M1 prezinta aceleasi calitati de frictiune,dar presiunea specifica mai mare si faptul ca permite folosirea otelului dar si fontei camaterial pentru contradisc o recomanda ca fiind alegerea optima.Raportul de aspect al garniturilor de frecare c=(0,53-0,75).

Aleg : c = 0,65

Raza exterioara a garniturii de frecare se calculeaza cu formula:

(6.3)

88

cRi

Re


89/112


GRUPA 8301

Pentru abmreiajul autoturismului ce trebuie proiectat vom adopta parametrii:

coeficientul de frecare in mediul uscat:

= 0,35 si presiunea pe suprafata de frecare:

p0 = 0,2 MPa , cu acesti parametri alesi, va rezulta valoarea razei exterioare:

Raza interioara va fi calculata in functie de cea exterioara cu relatia :

Ri = (0,55...0,65) x Re si rezulta:

Raza medie la care actioneaza rezultanta fortelor tangentiale de frecare este:

Rmed=(Re+Ri)/2=112,0648 mm.

Deci diametrele respective ale suprafetei de frecare vor fi :

De=Re x 2=280,162 mm

Di=Ri x 2=168,0972 mm

Garniturile sunt piese standardizate si sunt realizate intr-o gama tipodimensionala limitataconform STAS 7793-83 (table 6.2). In aceste conditii se tine cont de Re si Ripredimensionate pentru alegerea dimensiunilor definitive. Conform STAS dimensiunilegarniturilor de frictiune vor fi:

Tabel 6.2.Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaj

89

Re

=140.081mm

Ri=0,6 x Re =84,0486 mm


90/112


GRUPA 8301

D

e

150

160

180

200

225

250

280

300

305

310

325

350

Di100

110

125

130

150

155 165

175

185 195

g 2,53,5 3,5 3,5; 4,0

Pentru aceste diametre standardizate alese, vom avea nevoie de o garnitura cu grosimea:

Se va calcula aria supusa frictiunii cu relatia:

rezulta:(6.4)

mm2

6.2.3 Determinarea momentului de frecare al ambreiajului sia fortei de apasare asupra discurilor ambreiajului

Vom calcula forta de apasare a arcului:

F=(Mc x 103)(iRmed)=7,342 103 N (6.5)

Momentul ambreiajului rezulta din formula:

90

De 280:= m

Di 165:= m

g 3.5 m

A4

De2

Di2

A

4280

2165

2( ) 4.0193 104=:=


91/112


GRUPA 8301

Ma = i x F x x 10-3 x Rmed =576 Nm (6.6)

Momentul ambreiajului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul de calcul(Mc = 576 Nm), astfel garniturile de frecare pot fi considerate corect dimesionate.

6.2.4. Verificarea garniturilor de frecare

a) Presiunea specifica dintre suprafetele de frecare ale ambreiajului sedefineste ca raportul dintre forta dezvoltata de arcul de presiune F si aria unei suprafetede frecare a ambreiajului A, adica:

p0=F/A= 0,1826 MPa (6.7)

Valoarea maxima a presiunii specifice este limitata de tensiunea admisibila la strivire amaterialului garniturilor. In adoptarea valorii sale trebuie avut in vedere faptul ca valorispre limita tensiunii de strivire favorizeaza reducerea dimensiunilor ambreiajului(discurile conduse vor avea dezvoltari radiale mici), a momentului de inertie, dardurabilitatea ambreiajului se reduce sub limitele acceptate pentru constructia deautomobile, in acelasi timp, valori prea mici ale presiunii specifice implica suprafete maride frecare (discurile conduse vor avea dezvoltari radiale mari), cresterea dimensiunilor degabarit, a maselor si momentelor de inertie ale ambreiajului. In plus creste uzuragarniturilor, deoarece cresc vitezele tangentiale de alunecare dintre suprafetele de contact.Intervalul uzual pentru adoptarea presiunii specifice este 0.15 < p0< 0.25 Mpa in cazul

graniturilor de frictiune din rasini sintetice impregnate cu fibre de kevlar sau sticla.Tinand cont de de destinatia automobilului, se va adopta:

p0=0,2 MPa

b) Cresterea temperaturii pieselor ambreiajului.

In procesul cuplarii-decuplarii ambreiajului o parte din lucrul mecanic al motorului setransforma, prin patinare, in caldura, ridicand temperatura pieselor metalice aleambreiajului si a garniturilor de frecare. Crestera temperaturii de functionare maresteuzura garniturilor. Avand in vedere ca lucrul mecanic de patinare este mai mare la

91


92/112


GRUPA 8301

pornirea din loc a automobilului decat la schimbarea treptelor, in calcule vom consideraaceasta situatie - cea mai dezavantajoasa.Considerand durata procesului de cuplare (tc < 1s), schimbul de caldura cu exteriorul esteredus, astfel se considera ca intreg lucrul mecanic de patinare se gaseste sub forma de

caldura in discul de presiune si volant.

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

(6.8)

unde: = 0.5 este un coeficient care tine cont de tipul ambreiajului si care are valoarea0,5 in cazul ambreiajului monodisc;

c = 500J/kgCreprezinta capacitatea termica a pieselor din fonta si otel; mp = 1.5 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 poatedetermina utilizand urmatoarea relatie empirica de calcul, conform:

L=(357,3 x Ga x 10 x rr2)(is12 x io2)=9192 J (6.9)

Asadar, cresterea de temperatura t are urmatoare valoare:

t = 6,12

Cum t = 6,12C < 15C, insemna ca ambreiajul are o comportare buna la incazire, valoriale lui t peste 15C fiind neacceptate pentru constructia de automobile.

6.3.Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului( arcuri depresiune,disc de presiune,disc condus,arbore,elemente de fixare si de ghidare).

6.3.1.Calculul si proiectarea arcului diafragma

Caracteristica cestor tipuri de arcuri poate avea una dintre forrneled in figura 6.3 , undediferenta dintre cele 3 curbe este data in primul rand de raportul H/h. Conditia care sepune arcului diafragma pentru a avea o caracteristica asemanatoare cu cea aproximata decurba 2 este:

92


93/112


GRUPA 8301

93

Fig 6.3 - Caracteristica arcului diafragma


94/112


GRUPA 8301

In figura 6.5 sunt notate: F1 , forta cu care arcul apasa pe discul de presiune; F2 , forta necesara pentru decuplarea ambreiajului, exercitata de rulmentul depresiune; b = De / 2 = 140 mm, raza cercului dupa care arcul diafragma apasa pe discul depresiune; a 0.7 x b 98 mm, raza pana la care este taiat arcul pe generatoare; c 0.75 x b = 105 mm, raza inelului de sprijin al arcului;

e 0.2 x b 28 mm, raza cercului prin care va trece arboreal

Se considera inaltimea totala a arcului H i = 16 mm. Pe baza acestei inaltimi se calculeazainaltimea partii continue a arcului:

(6.10)

Daca se pune conditia de asemanare a carcateristicii arcului cu alura curbei 2 din figura6.1 rezulta grosimea arcului h:

(6.11)

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

94

H Hib a

b e 6=:= mm

hH

6 6+

6

.6666=:= m

Fig 6.4 - Dimensiunile arcului diafragma

Fig 6.5 - Schema pentru determinarea caracteristicii arcului diafragma cu taieturi dupa generatoare


95/112


GRUPA 8301

(6.12)

unde: E este modulul de elasticitate relativ:

(6.13) E = 21 10 4 MPa reprezinta modulul de elasticitate longitudinal pentru materialulfolosit la fabricarea arcului; = 0.25 este coeficientul lui Poisson;

Forta necesara la decuplare are urmatoarea expresie:

(6.14)

Avand cunoscute toate marimile, si dand valori pentru valoarea sagetii f, s-au obtinutvalorile celor doua forte ce au fost centralizate in tabelul 6.3:

Tab 6.3. Calculul fortelor arcului diafragma

95


96/112


GRUPA 8301

96

f F1 [N] F2 [N]

5,86024,229029

-2738,286

65942,885761

-2701,312

6,25879,609699

-2672,55

6,45838,01428

5-2653,643

6,6 5821,71296 -2646,233

6,85834,319165

-2651,963

75879,446343

-2672,476

7,25960,707933

-2709,413

7,46081,717377

-2764,417

7,6

6246,08811

7 -2839,1317,8

6457,433594

-2935,197

86719,367249

-3054,258

8,27035,502523

-3197,956

8,47409,452858

-3367,933

8,67844,831695

-3565,833

8,8 8345,252476

-3793,297

98914,328641

-4051,968

9,29555,673632

-4343,488

9,410272,90089

-4669,5

9,611069,62386

-5031,647

9,811949,45597 -5431,571

1012916,01068

-5870,914

10,2

13972,90142

-6351,319

10,4

15123,74163

-6874,428

10,6

16372,14476

-7441,884

10,8

17721,72425

-8055,329

1119176,09353

-8716,406


97/112


GRUPA 8301

Pe baza acestui tabel se traseaza caracteristica elastica a arcului diafragma utilizat laambreiajul de proiectat, conform figurii 6.6:

Fig 6.6 - Caracteristica ambreiajului

Alegandu-se punctul de functionare corespunzator sagetii de prestrangere f1 = 3 mm,

rezulta din tabel forta de apasare asupra discului conducator F1 = 7036,56 N, respectivvaloarea fortei de decuplare a ambreiajului F2 = 3198,4 N si safeata la care se obtine f2 8,2 mm.Sageata la decuplare este compusa din doua componente: safeata partii cu taieturi datoritaunghiului de rasucire f2 si sageata datorata incovoierii lamelelor partii cu taieturi f2.

(6.15)

(6.16)

(6.17)

97

f'2 f1

c e

b c 6.6=:= m

f' '2 f2 f'2 1.6=:= mm


98/112


GRUPA 8301

In continuare se calculeaza coeficientul cu urmatoarea relatie:

(6.18)

Lamelele sunt solicitate la incovoiere si forfecare de fora ce decupleaz (deformeaz )arcul Q,care poate fi determinata prin echivalarea arcului diafragma cu un arc discacionat de pirghii:

Fig 6.7.Modelul constructiv al arcului diafragm

Se observa ca punctul 2 reprezint incastrare , deci calculind suma de momente fata de 2va rezulta fora de acionare Q.Fora F1 va fi fora maxima din zona de uzura de pe caracteristica arcului diafragma adicaproximativ 700 daN.

(6.19)

Q = 3198,4 N

Eforturile la torsiune si forfecare vor avea expresiile:

(6.20)

98

F26 e

2

f''2 E h2

1

2

a2

e2

1

2

a

e1

lna

e

+

0.9122=:=

Q

b c

2F1

c e

2

3.1984 103

=:= N


99/112


GRUPA 8301

(6.21)

unde:

este lungimea uneilamele;

z = 18 reprezinta numarul de lamele.

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

(6.22)

unde , c = 1530 N/mm2, Cc = 3.

(6.23)

(6.24)

(6.25)

Va rezulta astfel o latime minima a bazei lamelei de aproximativ 10 mm.

99

lic e

238.5=:= m

tQ li 6

z b s2

293.1902=:= MPa

fQ

z b s1.2692=:= MPa

ech t2

4 f2

+ 293.2012=:= MPa


100/112


GRUPA 8301

6.3.2 Calculul si proiectarea discului de presiune

Discul de presiune reprezinta dispozitivul de aplicare a fortei arcului pe suprafata defrecare, el fiind totodata si o masa metalica pentru preluarea caldurii rezultate in urmapatinarii ambreiajului .Discul de presiune se realizeaza din fonta cenusie.Astfel, predimensionarea lui se va face din conditia preluarii caldurii din timpul patinariifara incalziri periculoase.Asimilam discul de presiune cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei de

red = Re+5 = 145 mm

rid = Ri 5 = 79 mm

Inaltimea necesara discului de presiune va fi :

hd= 4,9675 mm (6.26)

Calculul elementelor de fixare si ghidare ale discului de presiune: vom utiliza solutia de fixare cu arcuri lamelare fixate pe disc si carcasa prin nituri:

Fig 6.8

Grosimea lamelelor va fi s = 1 mmRaza de prindere a lamelelor va fi:red / 2 +10 = 82,5 mmForta ce solicita lamelele si niturile este:

100


101/112


GRUPA 8301

F1=Mc x 1000 125= 4608 N (6.27)Dar cum momentul este preluat de 3 arcuri lamelare, forta ce solicita un singur arc va fi:

f = F1 / 3 = 1536 N (6.28)

Diametrul niturilor se va calcula cu formula:

d= ftas=4,785 mm (6.29)

unde = 321 pentru OLC 10.Vom alege din STAS d = 5 mm

Caracteristica arcului diafragma a fost construita intenionat sa dezvolte o fora de

presiune mai mare ,pentru a putea compensa efectul arcurilor lamelare.

Fig 6.9. Arc lamelar

Dimensionarea se va face tinind cont de formula deformatiei acestui tip de arc :

(6.30)

unde: 1 este lungimea arcului; E modulul de elasticitate;

F fora ce solicita arcul; b limea arcului; h grosimea arcului.Considerind o fora de 100 N dezvoltata de cele trei arcuri suficienta la captul

debreierii,

101


102/112


GRUPA 8301

b = 15 mm, h = l mm, l = 30 mm, si tinind cont de faptul ca o lamela se comportaprecum doua arcuri, unul in prelungirea celuilalalt , vom obine o prestringere a arcului(cu discul de presiune in poziia maxima de debreiere) de 3 mm.

Considerind cursa discului de presiune la debreiere de 2 mm, sgeata arcului in

poziia cuplat a ambreiajului va fi de 5.4 mm.Dimensiunile finale ale lamelei de arc vor fi

lungimea arcului l = 60 mm; h = 1 mm; latimea arcului b = 8 mm; lungimeal totala L = 60 mm;

6.3.3 Calculul si proiectarea discului condus

Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare:Niturile de fixare ale garniturilor de frecare sunt dispuse pe 2 cercuri de raze diferite.Astfel pentru verificarea niturilor se ia in calcul o raza medie rm.Niturile sunt confectionate din Aluminiu ( fa = 100120 daN/cm2)

Raza medie se calculeaza cu formula:

(6.31)

Lungimea partii active a nitului este ln = 0,5 cmNumarul niturilor de fixare este zg =16Diametrul nitului de fixare este dng = 0,7 cm

Verificarea niturilor la forfecare:

fMc 100

rm zg a29.2364=:=

daN

cm2

(6.32)Mc = 51 daNa = 9,8 cm

rm

= 1,1125 cmVerificarea niturilor la strivire:

102

rm

De Di+

4 1011.125=:= m


103/112


GRUPA 8301

sMc 10

rm zg dng ln81.86

Proiect Auto Marian

Documents

Transcript of Proiect Auto Marian