Proiect Automobile l Microbuz

7/25/2019 Proiect Automobile l Microbuz

http://slidepdf.com/reader/full/proiect-automobile-l-microbuz 1/92

~ 1 ~



1.1 Alegerea modelelor similare

Modele similare de autovehicule vor fi alese in funcţie de următoarele

caracteristici impuse prin temă şi anume: tipul autovehiculului, tipul caroseriei,numărul de locuri, viteza maximă in palier si alte particularităţi. In consecinta,modelele ce urmeaza a fi alese trebuie sa fie autoturisme din clasa microbuzelor cu161 locuri, echipate cu motoare diesel, care au viteza maximă limitata de !"#m$h%1&"#m', panta maxima fiind de (6) si tractiune &x( spate . *e baza acestor caracteristici impuse prin temă s+au ales 6 modele similarede microbuze: Volswagen Crafter Kombi, Iveco Daily, Ford Transit RD,

!ercedes " #en$ %&rinter Combi, Fiat D'cato Combi, (&el !ovano #'s.

Tabel 1.1. Alegerea modelelor similar

)r. Crt. Den'mire a'tove*ic'l

1 Volswagen Crafter Kombi

+ Iveco Daily

Ford Transit !inib's

- !ercedes " #en$ %&rinter

Fiat D'cato Combi

/ (&el !ovano #'s

1.+ Anali$a &artic'larit0ilor constr'ctive ale modelelor similare

oate autoutilitarele studiate sunt construite dupa solutia clasica cu motorul amplasat infata iar puntea motoare fiind puntea spate.

Vol2swagen Crafter Kombi, autovehiculul prezinta un motor transversal bazat petehnolo-ia i/I cu & cilindrii in linie, cu un moment maxim al motorului de &""0m la1"" rpm si cu o putere de 1("#2$1634* la o turatie de 36""rpm. 4utia de viteze este in6 trepte, manuala si cu tractiune &x( spate.

Iveco Daily. /ail5 dispune de un motor turbo diesel asezat transversal cu inecţie directă

4ommon+7ail şi intercooler oferind 3 nivele de putere, & cilindrii in linie , 16 supape,

~ 2 ~



supaalimentat cu turbocompresor cu supapa 8aste-ate si intercooler. 7acire cu apa siventilator cu cupla electroma-netic. Ideal pentru distribuţie urbană, motorul de (.3 litrieste disponibil 9n varianta de 1"6, 1(6 sau 1&6 4* combinnd versatilitatea, puterea şiconsumul redus de combustibil. Modelul prezinta o cutie de viteze manuala, sincronizata,cu 6 trepte pentru mers inainte si o treapta pentru mers inapoi. ;xa fata are suspensie cu

roti independente, cu brate duble trapezoidale. *untea spate este ri-ida, motoare, cureductie simpla. 7oti duble. /imensiuni anvelope:1!<$=< 716, ante din otel cudimensiunile <> x16 ?I.

Ford Transit !inib's. Microbuzul prezinta un motor nou (.( /urator@ /4I cu &

cilindri in linie, /A?4, 16 supape, multi+punct, turbina cu intercooler si functie deoverboost avand o putere de 11&#8%1<<4*' la o turatie de 3<""rpm si un moment de 3< 0m la 1=<"rpm. Modelul cu tractiune spate prezinta deasemenea o transmisie manuala cu6 viteze /urashift. *neuri ("<$=< 7 1< 4.

!ercedes %&rinter 3&<4/I dispune de un motor diesel transversal, capacitate cilindrica(.1&3 cmc, & cilindrii in linie, & supape pe cilindru, inecţie directă comandată elecroniccu 4ommon 7ail, turbocompresor de eşapament şi sistem de răcire cu aer. Modeluldispune de cutie de viteze tip 0BC 36", manuala, sincronizata, cu 61 trepte. ractiune&x( spate. Modelul este echipat cu pneuri 1!<$6< 716 4.

Fiat D'cato dispune de un motor diesel transversal de 3." 16v Multi>et 1<=

4*%11<.<#2', cilindree (!!!cmc, cuplu maxim &"" 0m$1="" rpm. ;limentare: Inectiedirecta D4ommon 7ailE cu control electronic cu turbocompresor si intercooler.ransmisie &x(, cutie de viteze cu 6 trepte.*neuri ("<$=< 7 1< 4.ractiune &x( spate.

(&el !ovano. Fna din numeroasele variante de motorizare ale lui Apel Movano este

(.3 4/I cu o cilindree de (.(! cmc, o putere de 1"= #2la 3<""rpm si un momentmaxim de 3<" 0m la o turatie de 1"". ransmisia este manuala cu 6 trepte. ractiune&x( spate. Modelul este echipat cu pneuri ((<$<< 71=

Tabel 1.+. 3artic'laritatile constr'ctive ale modelelor similare alese4

)r.

Crt.

Den'mire

a'tove*ic'l

5oc'ri Ti&

moto

Am&lasare

motor

Tracti'ne

-6+

C'tie de

vite$e

~ 3 ~



r

1 Vol2swagen

Crafter Kombi

1/715-

Transversal8

fata

%&ate /71

+ Iveco Daily 1/715-

Transversal8

fata

%&ate /71

Ford Transit!inib's

1/71 5- Transversal8fata

%&ate /71

- !ercedes %&rinter 19715-

Transversal8

fata

%&ate /71

Fiat D'cato 1715-

Transversal8

fata

%&ate /71

/ (&el !ovano 1/715-

Transversal8

fata

%&ate /71

Ge-enda: ip motorH numarul si modul de dispunere al cilindrilor in blocul motor.

G& H & cilindrii dispusi in linie

0umarul maxim de locuri este de 1=1 la modelul & %Mercedes Bprinter' iar numarulminim este de 1<1 la modelul < %Jiat /ucato', toate microbuzele au motoare in & cilindriidispusi in linie, cu tractiune spate si cu 61 viteze.

1..Anali$a &rinci&alilor &arametri dimensionali e6teriori

*arametrii care definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare ale unuiautovehicul fac referire la dimensiunile de -abarit, la or-anizarea. /imensiunile de -abarit sunt

lun-imea: La ;,lăţimea :

la ; şi 9nălţimea autovehiculului: H a ;.*arametrii ce reflectă

or-anizarea automobilului sunt ampatamentul:5;, ecartamentul faţă+spate: E1/ E2 ; si consolele

faţă+spate: C 1/C 2 ;.

oţi acesti parametrii enumerati mai sus sunt analizati la modelele similare alese 9n acestscop 9ntocmindu+se un tabel cu valorile acestora:

~ 4 ~



Tab 1. " 3arametri dimensionali e6teriori ai modelelor similar alese

)r.

Crt.

Den'mire

a'tove*ic'l

<abarit=mm> (rgani$are=mm>

5a la ?a @1 @+ 5 C1 C+ *s

1 Vol2swagen Crafter 9- +-+B + 19B 19+- -+ 1

+1 +1

+ Iveco Daily 9/ + +9+- 19 1B/ --B 1-

1B- +

Ford Transit /B +9- +B 19/ 1B1 9 B + +1

- !ercedes %&rinter 9- +-+B +9 19B 19+- -+ 1

+1 +1

Fiat D'cato // +- ++- 1B 1/ - B- 19 ++

/ (&el !ovano 911 +-9 +-B 19 19/ -+ 1

19-B +

*e baza valorilor din tabelul 1.3, a fost realizat -raficul urmator pt a putea comparadiferenta intre paramentrii dimensionali.

1 2 3 4 5 6 7 8 9

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

VW CrafterIveco Daily

Ford Tra!it

"ercede! #$riter

Fiat D%cato

&$el "oavo

Ji-ura 1.1 *rincipalii parametrii dimensionali ai modelelor similar aleseKmmL%1+Ga,(+la,3+?a,&+G,<+1,6+(,=+41,+4(,!+?s'

Be observa in fi-ura 1.1 ca principalele dimensiuni lun-imea, latime, inaltimea si ampatamentulvariaza foarte putin de la un model la altul. Media de lun-ime este de aproximativ =1<3 mm, cel mai lun-

~ 5 ~



model fiind modelul numarul ( cu =363 mm, iar cel mai scurt, modelul numarul 3 cu 6"3 mm. Gatimeamaxima, (&=" mm, apartine maoritatii modelelor, mai putin modelului cu numarul < care are o latime de(&3" mm.Bi in cazul inaltimii, diferentele sunt relativ mai mici, maximul fiind (!!" mm modelul cunumarul 1 si minimul de (3"mm modelul cu numarul 3.

;mpatamentul maxim apartine modelului cu numarul (, avand valoarea de &&" mm, media fiindde aproximativ &(1= mm, iar minimul este inre-istrat de modelul cu numarul 3 cu 3=<" mm. Abservamca ( dintre modele au chiar acelasi ampatament si anume modele numarul 1 si numarul &

Media ecartamentului este de circa 1=" mm %fata', respectiv 1== mm%spate'. Be observa ca unelemodele au ecartamentul mai mare pe fata decat ecartamentul pe spate, iar celelalte au ecartamentul maimare pe spate decat ecartamentul pe fata.

1.- Anali$a &arametrilor masici

*rincipalii parametrii masici sunt caracterizati de: masa proprie N m0 E , masa utilă nominală N

mun E , masa totală nominală E ma E .

B+a calculat si masa raportata la numarul de persoane cu formula:

m0 pers= m0

nrlocuri

%1.1'

/easemenea s+a calculat si masa proprie liniara a autovehiculului cu formula:

m0 L=m0

L [

kg

mm]

%1.('

*entru studiul acestor parametrii la modelele similare alese s+a 9ntocmit următorul tabel:

Tab 1.- " 3arametri masici ai modelelor similare alese

~ 6 ~



*e

baza datelor din tabelul 1.& a fost realizata urmatoarea fi-ura:

'o ()*+ '% ()*+ 'a ()*+

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

Vol)!,a*e Crafter

Iveco Daily

Ford Tra!it

"ercede! #$riter

Fiat D%cato

&$el "ovao

Ji-ura 1.( 4ompararea maselor totale,utile si proprii ale autovehiculelorK#-L

4a si parametri dimensionali, parametri masici difera de la producator la producator, insa

au valori asemanatoare. ;stfel masa proprie cea mai mare o are modelul cu numarul 3 de (6!1#-. 4ea mai mica masa proprie revine modelului cu numarul < avand doar (("< #-. Barcina utiladifera in functie de model avand valori cuprinse intre 1(1 #- si 1<<" #-, la fel si masa maximaadmisa %intre 3<"" #- si &1"" #-'.

Tab 1. Incarcarile ma6ime admisibile &e &'nti ale modelelor similare

~ 7 ~

ModelMasa proprie

mo K#-L

Masa utila

mun K#-L

Masa totala

ma K#-L mo pers K#-$locL moG K#-$mmL

1 ((1! 1(1 3<"" 13".<( ".<13

( ((!< 13<< 3<!" 13<.1= ".<1(

3 (6!1 1&"! &1"" 1<.(! ".=1=

& ((31 1&<" 361 1(3.!& ".<1<

< (("< 1<<" 3=<" 13=.1 ".<3!

6 (&!3 133= 33" 1&6.6& ".<=<



Modelma

K#-L

Incarcarea maximaadmisibila a puntiifataK#-L

Incarcarea puntiifata K)L

Incarcarea maximaadmisibila a puntiispateK#-L

Incarcarea puntiispate K)L

1 3<"" 16<" &=.1& ((<" 6&.(

( 3<!" 16<6 &6.1< (3"! 63.33

3 &1"" 1<" &<.1( (!<" =1.!<

& 361 16<" &&.( ((<" 61.1(

< 3=<" 11" &.(6 1=!" &=.=3

6 33" 1"= &=.(" ((( <!.6"

/atele din tabelul 1.< reprezinta valorile maxime de incarcare ale puntilor microbuzului, insumate,

ele depasind valoarea masei totale a autovehiculului.

*e baza datelor din tabelul 1.< a fost realizata urmatoarea fi-ura:

V o l ) ! ,

a * e

C r a f t e

r

F o r d

T r a

! i t

F i a t D

% c a t o

0

10

20

30

40

50

60

70

80

-%te fata-%te !$ate

Ji-ura 1.3 4ompararea incarcarilor pe punti ale autovehiculelorK)L

Be observa din fi-ura ca autovehiculele sunt mai incarcate pe puntea spate decat pe cea fata,exceptie facand modelul cu numarul <, unde incarcarea puntilor este aproximativ asemanatoare./easemenea din tabel se observa ca puntea fata este incarcata cu aproximativ &<), iar cea spate cuaproximativ 6<).

~ 8 ~



1. Anali$a &arametrilor energetici

*rin tema de proiectare, autoturismul trebuie sa fie echipat cu un M.;.4. /in acest motiv, modelele

similare au fost alese in consecinta.*entru a putea evidentia mai bine parametrii motoarelor, caracteristicile ener-etice se vor analizaţinnd seama de puterea maxima %*max', cuplul maxim %Mmax', cilindreea totala %Ot', turatia de puteremaxima %n p', turatia de moment maxim %nM', raportul de compresie %P', puterea specifica a modelelor similare care sunt date 9n tabelul 1.6.

3'terea s&ecifica este un parametru ce ne poate auta la definitivarea unor idei desprecaracteristicile dinamice ale automobilului si poate fi calculata cu formula:

Pspecifica= Pmax

ma

[kW

kg ]

%1.3'

Tabel'l 1./. 3arametrii energetici

!(D@5 3ma6 =2> n3 =r&m> !ma6 =)m> n! =r&m> 3s&ecifica =22g>

M1 1(" 36"" &"" 1"" "."3&

M( 1"= 3<"" 3!" 1="" "."(!

M3 11& 3<"" 3< 1=<" "."(=M& !6 3"" 3"< 1<"" "."(6

M< 11<.< 36"" &"" 1="" "."3"

M6 1"= 3<"" 3<" 1"" "."(=

Be constata faptul ca toti constructorii au optat pentru un tip de motor cu & cilindrii in linie, iar cilindreea totala variaza intre (""" cmQ si 3""" cmQ. 7apoartele de compresie variaza intr+o plaa foarterestransa de valori %16.(:1 la 1.1:1'. *uterea maxima are cea mai mica valoare la modelul cu numarul &%!6#2', iar cea mai mare la modelul cu numarul 1 %1("#2'. uratia ce corespunde puterii maxime

variaza in functie de model intre 3<""+3"" rpm. 4uplul maxim are valori cuprinse intre 3"< 0m%modelul &' si &"" 0m %modelul 1 si <'. uratia ce corespunde cuplului maxim este are valori intre 1<""si 1"" rpm. Oaloarea maximă a puterii specifice se obtine pentru modelul cu numarul 1 , iar cea minimă pentrumodelul cu numarul &.

~ 9 ~



*e baza datelor din tabel au fost realizate urmatoarele fi-uri pentru a se putea observa catmai bine asemanarile si deosebirile intre valorile principalilor parametrii ener-etici ai modelelor similar alese.

-%tere 'a.i'a

0

20

40

60

80

100

120

140

Vol)!,a*e

Crafter

Iveco Daily

Ford Tra!it

"ercede!#$riter

Fiat D%cato

&$el "ovao

T%ratia de $%tere

3350

3400

3450

3500

3550

3600

3650

3700

3750

3800

3850

Vol)!,a*e

Crafter

Iveco Daily

Ford Tra!it

"ercede!

#$riter

&$el "ovao

Ji-ura 1.& 4ompararea puterii maxime si a turatiei de putere pentru autovehiculele alese

o'et 'a.i'

0

00

00

00

00

00

Vol)!,a*e

Crafter

Iveco Daily

Ford Tra!it "ercede!

#$riter

Fiat D%cato &$el"ovao

tia de 'o'et

00

00

00

00

00

00

00

Vol)!,a*e

Crafter

Iveco Daily

Ford Tra!it "ercede!

#$riter

Fiat D%cato &$el"ovao

Ji-ura 1.< 4ompararea momentului maxim si a turatiei de moment pentru autoturismele alese

~ 10 ~



-%terea !$eci/ca

0

001

001

002

002

003

003

004

Vol)!,a*e Crafter

Iveco Daily

Ford Tra!it

"ercede! #$riter

Fiat D%cato

&$el "ovao

Ji-ura 1.6 4ompararea puterii specifice a autoturismelor alese

1./ %tabilirea model'l'i de a'tove*ic'l ce se va &roiecta

*e baza analizelor facute pe modelele de autovehicule similare se poate stabili tipul deautovehicul cu caracteristicile sale ce va urma sa fie proiectat. *entru aceasta se ale-e un model preferential ale carui caracteristici vor predomina in proiectarea autovehicul impus prin tema.

Modelul preferential ales este modelul cu numarul 1 , Ool#s8a-en 4rafter Rombi datoritacaracteristicilor sale dimensionale masice si ener-etice care se potrivesc tipului de autovehicul impus printema de proiectare.

Be va proiecta un microbuz cu 16 locuri, tractiune &x(, viteza maxima constructiva de 1&" Rm$hce va urca o panta maxima de (6).

~ 11 ~



CA3IT(5E5 II

~ 12 ~



%t'di'l organi$arii generale i a formei constr'ctive &entr'

a'tot'rism'l im&'s &rin tema

+.1 .3redeterminarea &rinci&alilor &arametrii dimensionali si masici ai

a'tot'rism'l'i, &rec'm si ai s'bansambl'rilor acest'ia

/eterminarea parametrilor dimensionali si masici ai autovehiculului se va face prin metodaintervalului de incredere K3L.

tapele metodei intervalului de incredere:

a' 4alculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametrul x :

%(.1'

in care x este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul , iar 0ms este numarul de modelesimilare la care se cunoaste valoarea parametrului x.

b' 4alculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv:

%(.('

~ 13 ~



c' 4alculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv:

%(.3'

d' /eterminarea intervalului de incredere pe baza ine-alitatii

, #H0ms+1%(.&'

%(.<'t%".!6'H3,1&3 ,K&,tab IOL %(.6'

+.1.1. 3redeterminarea &rinci&alilor &arametri dimensionali e6teriori

Jolosind formulele (.1, (.(, (.3, (.&, (.<, (.6, dar si datele din abelul 1.3. pentru cele 6 modelelesimilare alese s+a intocmit abelul (.1 cu valorile parametrilor dimensional exteriori.

Tabel'l +.1. Valorile 3arametrilor dimensionali e6teriori:metoda interval'l'i de incredere;

3arametr'Valori6 G

=mm>

Valoaremedie

=mm>

Abatereamedie&atratica%6=mm>

Coeficient'lde variatie avalorilorCv6

Interval'ldeincredereI6

xales

KmmL

Am&atament &3(<

&(1= (6".=< 6.13(+&<<(

&3="

&&"

3=<"

&3(<

&"!"

&33(

5atimea totala (&( (3! <1.&3 (.1& (33(+(&6&

(&&"

(3<"

~ 14 ~



(3=&

(&(

(3&"

(&="

Inaltimea

totala

(!!"

(6&! ((6.6 .<=(3<=+(!&"

(("

(=(&

(3"

(=!"

(<(&

(&3

5'ngimea

totala

=3&"

=1<3 (3&.3" 3.(6<3+=&<&

=&1"

=363

6"3

=3&"

6!63

=11"

@cartament

fata

1=3

1=!" 66.3 3.=31="&+1=6

1="

1"6

11"

1=(&

1!"6

1=<6@cartament

s&ate

1=(& 1= 6!.(1 3.= 16!!+1=6

13"

1"6

11"

1=(&

~ 15 ~



1!"6

1=<6

<arda la sol (1"

(13 1".33 &.& (""+((= ((<

(3"

(1"

(1"

(("

(""

Consola fata 1"""

!!3.6= <1.!6 <.(3 !(=+1"6" !!"

1"&"

!!

1"""

!&

1"3"

Consola s&ate ("1<

1!&(.< 1(".1! 6.1!1=+("!=

("<"

1&3

("<<

("1<

1!=!

1=&

Oalorile au fost alese folosind metoda intervalului de incredere . Am&atament'l s+a ales aproape devaloarea medie, pentru a permite proiectarea unui interior spatios al automobilului, intrucat constructorii oferaun numar mare de dotari ce duc la cresterea echipamentelor si a volumului ocupat. Be ale-e o l'ngime totala aautovehiculului ce va fi proiectat aproape de limita superioara pentru a avea un spatiu util cat mai mare.5atimea totala va fi de (&&" de mm %aproape de valoarea medie' pentru a avea o stabilitatea mai buna si aauta la proiectarea unui interior spatios. Inaltimea totala este de((" mm oarecum aleasa la miloculintervalul pentru a putea avea o -arda la sol cat de cat mai mare si pentru o stabilitate buna. Consola fata este

~ 16 ~



de !!" mm pentru a putea avea loc pentru postul de comanda si pentru a nu diminua spatial din interior.@cartament'l s&ate este de 13" mm iar ecartament'l fata este de 1=" mm valorile fiind alese aproape demedie. <arda la sol este de ((< mm ideala pentru oras cat si pentru teren accidentat nu este o valoare fixainsa, ea poate varia in functie de tipul de suspensie care echipeaza microbuzul . Consola s&ate s+a determinatca diferenta intre lun-imea totala si ampatament plus consola fata.

+.1.+. 3redeterminarea &rinci&alilor &arametri masici

Jolosind formulele (.1, (.(, (.3, (.&, (.<, (.6, dar si datele din abelul 1.(. pentru cele 6 modelelesimilare alese s+a intocmit abelul (.( cu valorile parametrilor dimensional exteriori.

Tabel'l +.+. @ta&ele metodei interval'l'i de incredere &entr' masa ra&ortata

3arametr'

Valori6 G

=2g>

Valoaremedie

=2g>

Abatereamedie&atratica%6=2g>

Coeficient'l de variatiea valorilorCv6

Interval'ldeincredereI6

6ales

=2gmm>

!asa&ro&rie

liniara

".<13

".<6 "." 1&.(" ".&6&+".6<!

".<1

".<1(

".=1=

".<1<

".<3!

".<=<

Jolosind metoda intervalului de incredere s+a ales masa proprie liniara a autovehiculului,

m0 l=0.518kg /mm , valoare medie. ;stfel rezulta si ceilalti parametrii masici.

Masa proprie este definita ca produsul dintre masa proprie liniara si ampatamentul automobilului:m0=m0 l∗ L K#-L %(.='

;stfel rezulta ca masa proprie a autovehiculului este:

m0=0.518∗4370=2264kg

~ 17 ~



Be determina masa utila nominalamun . /in lucrarea K1L se ale- masele nominale pentru

ba-ae si pentru persoanele din autovehicul, considerand ca fiecare persoana are un ba-a:

msofer=75 Kg

%(.' m pasager=68 Kg

%(.!' mbagaj=20 Kg

%(.1"'4u relatiile %(.', %(.!', %(.1"' rezulta ca masa utila a autoturismului este:

mun=msofer+ (m pasager+mbagaj )∗ N %(.11'

unde 0 reprezinta numarul de locuri, in afara celui ocupat de sofer.mun=¿ 1&3 #-

%(.1('Masa totala este suma masei proprii si a masei utile nominale:

ma=m0+mun %(.13'

;stfel rezulta ca masa totala a automobilului este de 3=&= #-.

+.1.. 3redeterminarea &arametrilor masici &entr' &rinci&alele

s'basamble com&onente ale a't'f'rgon'l'i.

/eoarece datele de la modelele similare pentru proiectarea microbuzului, nu precizeazămasele tuturor subansamblelor, metoda statistică nu poate fi folosită.

Sn acest caz se vor exprima masele subansamblelor ca ponderi din masa proprie aautovehiculului determinată la punctul anterior.

/eterminarea se face 9n mod tabelar %vezi tabelul (.3', urmărind următorii paşi:a' /in masa proprie a autovehiculului se elimină masa cabinei, a microbuzului şi a altor

elemente. Be obţine astfel masa proprie a şasiului. b' /in masa proprie a şasiului, astfel determinată vor rezulta masele principalelor subansamblelor ca o pondere a acestui

c' *entru fiecare subansamblu 9n parte la care s+a determinat masa, se face o verificare %dacaeste posibil', din datele de la modele similare. /acă apar diferenţe mari ale acestor valorise vor corecta ponderile astfel 9nct să se atenueze şi corecteze diferenţele

ab.(.3. Masele subansamblelor autofur-onului şi aproximarea lor sub formă ponderată

~ 18 ~



)r.Crt. %'bansambl' a'tof'rgon 3ondere !as0=2g>

1 4abină 1",((=(=(=3 ((<

( 4utie platformă 1(,< (=<

3 4apota motorului ",636363636 1&

& Motor = 1<&

< ;mbreia şi schimbător de viteze 3,!"!"!"!"! 6

6 ransmisie cardanică 1,"&<&<&<&< (3

= *unte faţă %fără roţi' 6,!<&<&<&<< 1<3

*unte spate %fără roţi' 13,6363636& 3""

! Buspensie faţă %cu amortizoare' 3,1111( ="1" Buspensie spate %cu amortizoare' <,((=(=(=(= 11<

11 7oţi %cu mecanisme de frnare' 1&,==(=(=(= 3(<

1( /ispozitiv tractare %pentru remorcă' ",<&<&<&<&< 1(

13 Bistem de direcţie 1,136363636 (<

1& Bistem de frnare %fără mecanisme defrnare' 1,36363636& 3"

1< 7ezervor de combustibil cu conducte ",!<&<&<&<< (1

16 4onducte de evacuare 1,136363636 (<

1= chipament electric 1,636363636 36

1 aterie de acumulatoare ",((=(=(=(= <

1! Ganţuri şi alte elemente 1,6111( 3=

(" ;lte componente 1(,((=(=(=3 (6!

Masă proprie microbuz 1"" ((""

~ 19 ~



Bubansamblul motorului este format din motorul termic, sistemul de racire, siechipamentele auxiliare montate pe acesta. Masa lui s+a ales de 1<& #-, datorita-abaritului mare al motorului diesel precum si a sistemului de racier necesar pentruacesta.

*rocentul masei schimbatorului de viteze si a ambreiaului s+a ales de 3.!)din masa proprie a autoturismului, acesta fiind automat similar modelelor alese pentrucomparare, avand un -abarit mare necesar pentru a rezista puterii si cuplului transmisde motor, astfel acesta cantareste 6 #-.

*untea fata este formata din sistemul de franare, rotile din fata, suspensia fata, sistem de directiesi sistemul de franare precum si din elementele care fac le-atura cu caroseria autocarului. Masa acesteia s+a ales de &(" #-, datorita dimensiunilor si a materialelor folosite pentru a asi-ura o rezistenta suficient demare, microbuzul fiind proiectat sa fie utilizat si pe teren accidentat.

*untea spate este similara puntii fata, fiind formata din sistemul de franare, rotile puntii spate,transmisia principala si diferential, arborii planetari si elementele de le-atura cu caroseria. Masa acesteias+a ales de <<" #- deoarece ea este supusa unor solicitari mari, deoarece este puntea motoare amicrobuzului

Buspensia fata este formata din ( amortizoare si ( arcuri elicoidale, precum si elementelede le-atura ale acestora. Masa suspensiei fata este de =" #- pentru a putea sustineautovehiculul, pentru a transporta pasa-erii in conditii de comfort maxim si a putea obtine

performante maxime pe orice tip de teren.

Buspensia spate are o -reutate mai mare aun-and la 11<#-, insa incarcarea aceasta este putin maimare,datorita puntii motoare si a suspensiei formate din ( amortizare si ( perechi de arcuri de foi.

;nsamblul sistemului de directie este format din volan, coloana de directie, sistemul de servo+directie si elementele de le-atura cu puntea fata ceea ce fac ca sistemul de directive sa aibe o masaaproximativa de (< de #-.

~ 20 ~



Bistemul de evacuare este format din instalatia care pleaca de la motor pana in partea din spate a autoturismului unde conecteaza atenuatorul de z-omot. ;cesta mai cuprinde

si filtrul de particule. Masa sistemului este de 3" #- datorata lun-imii acestuia si a filtrelor folosite.

chipamentul electric si bateriile de acumulatori cuprind totalitatea cablurilor care fac le-aturaintre echipamentele electrice ale autovehiculului si bacteriile de acumulatori, cantarind &< #-.

ransmisia cuprinde arborii planetari care fac le-atura intre cutia de viteze si reductor si roti precum si reductorul distribuitor. /atorita cuplului mare pe care il transmit masa acesteia este medie.

7ezervorul de combustibil este amplasat in partea din spate a autoturismului sicantareste (1 #-, datorita marimii necesare pentru stocarea unei cantitati mari de

combustibil.

chipamentele auxiliare care apar pe autovehicul reprezinta toate sistemele care asi-uracomfortul pasa-erilor %ex: sistemul de sonorizare,echipamentul video si de climatizare',

precum si sculele prezente. ;cestea impreuna cu roata de rezerva amplasata in spatele puntii motoare ducla o masa de (6!#-.

+.1.-3redeterminarea dimensi'nilor s'bansamblelor a'tove*ic'l'l'i

ab.(.&. /imensiunile subansamblelor autofur-onului şi aproximarea lor sub formă ponderată)r.Crt. %'bansambl' a'tof'rgon 5=mm> ?=mm>

1 4abină (11" (("<

( Motor ="< 6&(

3 ;mbreia şi schimbător de viteze 6!< (&"

& *unte faţă %fără roţi' ("" 1"

< *unte spate %fără roţi' ("" (""

6 Buspensie faţă %cu amortizoare' 1<" &&<

= Buspensie spate %cu amortizoare' 1<" &&<

~ 21 ~



7ezervor de combustibil 6"" (""

! 4onducte de evacuare &6<" !"

1" aterie de acumulatoare (1" 1&"

11 7adiator " &""

1( Fsa culisanta 13"" 1("

13 Fsa spate 1<6< 1&"

+.+.Determinarea formei si a dimensi'nilor s&ati'l'i 'til

/imensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:

• Ar-anizarea si dimensiunile postului de conducere• ;mplasarea banchetelor si$sau scaunelor pentru pasa-eri si dimensiunile acestora• /imensiunile volumului util %portba-a, fur-on, bena, habitaclu, salon, etc.'• /imensiunile impuse de constructia si or-anizarea automobilului. Ar-anizarea si

dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si$sau scaunelor pentru pasa-eri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu autorul manechinului bidimensional.

+.+.1.!anec*in'l bidimensional si &ost'l de cond'cere

*entru a se determina forma postului de conducere se va ţine seama de studiileer-onomice care s+au efectuat 9n acest domeniu, pe bază cărora sunt stabilite anumite norme ceasi-ură o poziţie comodă şi si-ură pentru conducătorul autovehiculului, acţionarea comenzilor 9ncondiţii de si-uranţă şi fără eforturi mari.

;stfel de norme sunt prezentate 9n mod sistematic 9n B;B 71"666$3+=6, 9n care sunt

stabilite caracteristicile manechinului bidimensional, care va fi folosit la determinareadimensională şi morfolo-ică a postului de conducere 9n cazul autocamioanelor.Tinnd cont ca media 9nălţimii a populaţiei a crescut 9n ultimii 1" ani, iar descoperirile 9n

domeniul er-onomic sunt din ce 9n ce mai importante şi cerinţele de confort şi si-uranţă din ce 9nce mai severe, se pot face anumite modificări şi 9mbunătăţiri.

~ 22 ~



Sn -eneral, postul de conducere trebuie sa asi-ure un compromis 9ntre si-uranţă şiconfort, astfel 9nct conducătorul să nu adoarmă la volan, mai ales pe perioade lun-i dedeplasare, dar eforturile pentru acţionarea comenzilor să fie reduse.

*entru proiectarea postului se foloseşte manechinul plan %(/' acest manechin este unaccesoriu care simulează statura omului. *rincipalele elemente ale acestui manechin sunt

prezentate 9n fi-ura (.

Crupă 1") <") !"); 3!" &1= &&& &" &3( &<6

Ji-. (.1. lementele principale alea manechinului bidimensional folosit pentru proiectarea postului de conducere.

4ondiţiile er-onomice şi tehnice pentru proiectarea postului de conducere sunt extrasedin B;B 71"6666$1+=6 din care se ale- dimensiunile corespunzătoare. /e asemenea se ale- şi

alte dimensiuni relative pentru amplasarea or-anelor de comandă.Sn fi-ura (.1. sunt prezentate aceste dimensiuni şi forma scaunului conducătorului,

determinate de elementele er-onomice ale manechinului prezentat anterior.

abel. (.6. /imensiuni principale ale cabinei si postului de conducere./enumire Bimbolizare /imensiuni KmmLGatimea interioara a cabinei min:%3 locuri fara cuseta' 4 1=<"

~ 23 ~



Bcaunul conducatorului+distanta dintre partea inferioara a volanului si spatarulscaunului , min

e1 3="

+distanta dintre partea inferioara a volanului si suprafatascaunului, min

e( 1"

+distanta de la partea inferioara a volanului pana latapiseria interioara a peretelui din spate al cabinei:

m 6""

+adancimea scaunului, min &""+latimea pernei scaunului, min ; &<"+un-hiul dintre perna scaunului si spatar, min α !<o

+un-hiul de inclinare a suprafetei pernei scaunului β =o

+un-hiul de re-alre a inclinarii a suprafetei perneiscaunului

∆ β ±3 o

+un-hiul de re-lare a inclinarii spatarului scaunului ∆ α +<o

!o

+re-larea lon-itudinala a scaunului, min x 1""+re-larea lon-itudinala a scaunului spre fata, max <"+re-larea inaltimii scaunului, min 5 "Ar-anele de comanda+deplasarea axei volanului fata de axa lon-itudinala desimetrie a scaunului conducatorului, max

t ±30

+distanta dintre axa pedalei de frana si axa pedalei deambreia, min

v 1<"

+distanta de la axa pedalei de frana si axa pedalei de

acceleratie, min

u 11"

+distanta de la axa pedalei de ambreia pana la peretelelateral al cabinei, min

p 11"

+distanta de la axa pedalei de acceleratie pana la pereteledin partea dreapta cel mai apropiat, min

s "

+distanta de la axa de simetrie a scaunului conducatorului pana la axa pedalei de frana

i<"...1""

axa pedalei de ambreia Fn-hiurile si distantele determinate cu autorul manechinului:+un-hiul dintre corp si coapsa α

1!<o+1("o

+un-hiul dintre coapsa si -amba β1

!<o+13<o

+un-hiul dintre -amba si talpa piciorului drept in pozitiede lucru

γ 1

!"o

+un-hiul dintre -amba si talpa piciorului drept ridicata de pe pedala

γ (

!"o+11"o

~ 24 ~



Ji-.(.(. /imensiunile principale ale postului de conducere. Jorma scaunului conducătorului

~ 25 ~



~ 26 ~



+.+.+. Dimensionarea cabinei

/upă ce au fost determinate principalele caracteristici ale postului de conducere, se face 9ncontinuare dimensionarea cabinei.

Jorma cabinei determinată 9n aceasta etapă a proiectului poate fi modificată ulterior pe baza unor criterii de or-anizare -enerală sau de aerodinamică.

~ 27 ~



Tinnd cont de faptul că pentru aceste autovehicule, cabina nu este un volum complet izolat ciface parte din 9ntre-ul va-on, se va face o concordanţă 9ntre dimensiunile acestuia şi cele ale volumuluiutil, determinate anterior. /e asemenea se vor respecta dimensiunile determinate pentru postul deconducere .

ot pentru postul de conducere, 9n cadrul cabinei, se va face o verificare conform B;B 7 1"666 $

(+=6 pentru -rupele dimensionale reprezentative 1") şi !" ) ale manechinului (/ 9n poziţiile externe alescaunului.

/eoarece postul de conducere a fost proiectat 9n subcapitolul anterior cu autorul manechinului<") 9n continuare, verificarea se va face pentru -rupele !") şi 1").

Ji-.(.3. /eterminarea formei cabinei şi verificarea dimensiunilor cu autorulmanechinelor plane 1") şi !")

~ 28 ~



Ji- (.&. /imensiunile scaunelor calatorilor

; min

min ancheta Bcaune individuale

4lasa I ("" "" &6"

4lasa II ("" "" &6"

4lasa III ((< "" &6"

(.(.3. Ar-anizarea interioara a microbuzelor depinde de destinatia lor. In fi- (.< se poate observa modul de amplasare a scaunelor.

~ 29 ~



• re-im de miscare rectilinie mai putin stabil decat in cazul rotilor din fata motoare %automobilul

este impins si nu tras'

• la aplicarea franei de motor sau a franei de serviciu moderate, la deplasarea in vira,

autoturismul supravireaza

•

necesitatea utilizarii arborelui cardanic, ceea ce complica structura transmisiei ,• lun-ime mare a automobilului, masa proprie relativ mare si cost ridicat.

+.-. Determinarea &o$itiei centr'l'i de masa al a'tove*ic'l'l'i

+.-.1 Determinarea &o$iiei centr'l'i de gre'tate al a'tove*ic'l'l'i atHt la

sarcin0 n'l0 cHt i la sarcin0 'til0 ma6im0 constr'ctiv0

/eterminarea centrului de -reutate al autovehiculului se va face att la 9ncărcare nulă ct şi la 9ncărcareutilă maximă constructivă.

4oordonatele centrului de -reutate al automobilului sunt date de relaţiile:

+ 4oordonata pe x: x=∑ j=1

N !

x j ⋅m j

∑ j=1

N s

m j

[mm] %(.1&'

+ 4oordonata pe z: "=∑ j=1

N !

" j ⋅

m j

∑ j=1

N s

m j

[mm]

%(.1<'

unde:

{m j−masa subansambl ului# j în kg # {x

&e axe xo"(

/eterminarea centrului de -reutate al autovehiculului se face ale-nd un sistem de axe xoz ,undeaxa U este 9n lun-ul automobilului şi axa V este perpendiculară pe planul carosabil.

;le-erea poziţiei ori-inii sistemului de axe se poate face 9n două moduri:

~ 31 ~



• Ari-inea se află 9n centrul petei de contact. *articularitatea acestuia este că la

determinarea centrului de -reutate vor fi şi cote ne-ative.• Ari-inea se află la intersecţia dintre dreapta tan-entă la extremitatea faţă a automobilului

şi planul căii de rulare. In acest caz nu vor fi cote ne-ative.

Sn le-ătură cu poziţia centrului de masă pentru o persoană aşezată pe scaun, 9n sensul de mers alautovehiculului, 9n cazul scaunelor re-labile, centrul de masă se află la distanţa de 1"" mm faţă de punctul 7. Snălţimea centrului de masă pe verticală , faţă de punctul 7, are valoarea medie de 1" mm.

*entru determinarea centrului de -reutate al autovehiculului se va 9ntocmi un tabel 9n care se vatrece denumirea fiecărui subansamblu precum şi poziţia centrului de masă al acestuia.

*oziţia ori-inii sistemului de axe pentru autovehiculului ce se va proiecta se va ale-e in centrul petei de contact.

;stfel in tabelul (.< se centralizeaza datele necesare stabilirii coordonatelor centrului de masa alautovehiculului, atat -ol cat si complet incarcat. /imensiunile care arata pozitionarea centrului de

-reutate al subansamblelor se iau din schita de or-anizare -enerala.

/eterminarea poziţiei centrului de -reutate al autocarului ne9ncarcat

0r.crt. /enumire subansamblu Masă K#-L *oziţie subansamblu KmmL

mWxK#-WmmL mWz K#-Wm

x z

1 Motor 1<& +33" ==< +<"(" 11!3<"

( 7adiator (= +=<" && +("(<" ((=

3 ;mbreia si schimbator de viteze 6 <1" 6"1 &36" <166

& ransmisia cardanica (3 (=<" &(< 63(<" !==<

< *unte fata 1<3 " && " =&"<(

6 *unte spate 3"" &66& && 13"!("" 1&<(""

= Buspensie fata =" 1(" !"" &"" 63"""

Buspensie spate 11< &66& =<& <3636" 6=1"

! Bistem de directie (< < 163" (1(< &"=<"

1" 7ezervor de combustibil (1 1<"" 6"" 31<"" 1(6""

11 Bistem de evacuare (< (!"" 36< =(<"" !1(<

1(

chipament electric

bateriile de acumulatori &( +6< 1(! +(=3" <&<16

~ 32 ~



13 4onducator auto =< 111< 1&"" 36(< 1"<"""

X 1116 + + ("=="(" 66&<<(

1& *asa-eri 1" 3=<" 13<" &""""" 1&6""

1< a-ae pasa-eri 3(" <!< 16"" 16&"" <1(""" X (<(& + + "&3&(" (6&<3<(

4onform formulelor (.1& si (.1< rezulta coordonatele centrului de masa in cazul automobilului

neincarcat: x0=1861mm si "0=5&5mm . ;stfel

a0=1861mmsib0=5&5mm.

4u autorul acestor parametrii se determina incarcarile statice la cele doua punti:

1,0=b0

L∗0=&87&aN

%(.16'

2,0=a0

L∗0=1307&aN

%(.1='

In cazul automobilului complet incarcat coordonatele centrului de masa devin:

x=3186mm si "=1048mm . ;stfel a=3186mmsib=1048mm .

Bchitele in care sunt prezentate centrele de masa in cazul automobilului neincarcat si incarcat seafla la sfarsitul proiectului.

Incarcarile statice la punti sunt: 1=1723&aN si2=2102&aN

+.-.+ Verificarea ca&acitatii de trecere si a stabilitatii longit'dinaleSn faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai autovehiculului s+au avut 9n vedere

factorii -eometrici: raza lon-itudinală şi transversală de trecere,-arda la sol,un-hiul de atac şi de de-aare./efinitivarea lor se face odată cu schiţa de or-anizare -enerală şi a desenului de ansamblu.

;utovehiculul proiectat va avea parametrii -eometrici ai capacitatii de trecere dati in tabelulurmator:Tabelul 2.6 *arametrii -eometrici ai capacitatii de trecere

3arametr' Valoare recomandata Valoare aleasa

Carda la sol KmmL (""+(<" ((<Fn-hiul de atac K L 1"+&" ((Fn-hiul de de-aare K L 6+(" 1

~ 33 ~



Jactorii mecanici ai capacităţii de trecere definesc interacţiunea dintre autovehicul şi mediul9nconurător şi le-ătura cu deplasarea acestuia pe un anumit drum.

4ondiţiile cele mai dificile la 9naintare, pentru automobile sunt la urcarea pantei maxime impusă prin tema de proiectare.

Tinnd cont că automobilul de proiectat are tracţiune spate se vor utiliza următoarele expresii

pentru un-hiul limită de patinare şi răsturnare.+ Fn-hiul limită de patinare:

'gα pa=* x

a

L

1−+g

L ϕ x

⇒ α pa=300

%(.1'

+ Fn-hiul de răsturnare:

'gα pr=

b

+ g

⇒α pr=560

%(.1!'

4ondiţiile de stabilitate lon-itudinală, la deplasarea autovehiculului pe pantă maximă impusă sunt:

α pr, α pa , α pmax pen'ru* x=0.70-0.80 %(.("'

+.. Alegerea &ne'rilor si stabilirea caracteristicilor acestora

0umarul de pneuri la cele doua punti ale autovehiclului sunt : ( pneuri pentru puntea fata, respectiv& pneuri pentru puntea spate.

Sncărcările statice pe pneurile autoutilitarei corespunzatoare sarcinii utile maxime:

, 1, j

pj p

pnj

G Z j N

N = =

V p1H1

N pn1

=1723

2 =861.5 #-

V p(H2

N pn2

=2102

4 =525.5 #-

~ 34 ~



YpnecH%max Vp'$#@ #@H1

Y pnecH61.<

/in standarde, norme sau cataloa-e de firma se ale-e pneul cu capacitatea portanta:

Y pZY pnec, dar cat mai aproape de Y pnec.

Indicele de incarcare al pneurilor va fi 1"3 care suporta o capacitate de incarcare de =< #-, iar pentru puntea spate unde avem roti umelate vom avea un indice de incarcare a pneurilor de <3" #-corespunzator valorii 6. 1"3$6.

Indice de viteza Y %16" #m$h'.

Indicele de viteza al pneurilor alese va fi G care poate suporta viteze maxime de pana la 16" #m$h,deoarece microbuzul proiectat are viteza maxima 1&" #m$h.

+..1Alegerea latimii anvelo&elor 'tili$and metoda *istogramelor

*rivind modelele similare alese am realizat pe baza caracteristicilor acestora un tabel care continefrecventa modelelor similare in anumite interval ale latimii anvelopelor.

abel (.!. Jrecventa modelelor similar in intervalele latimii anvelopelor.

Interval 0umar de modele1& + ("( 1("( + ((" 3((" + ((! (

Ji-.(.(. ?isto-rama latimii anvelopelor.

~ 35 ~



184 202 202 220 220 229

0

05

1

15

2

25

3

Series 1

#erie! 1

Be observa faptul ca avem un interval de latimi de anvelopa in care avem cate 3 modele similare,respectiv ("( +(!"mm Modelul ce va fi proiectat va avea latimea benzii de rulare din flanc in flanc cuprinsa in intrevalul("(+(!" mm si mai pr[cis (3< mm.

+..+Alegerea ra&ort'l'i nominal de as&ect al anvelo&elor

abel.(.1". Jrecvenata raportului nominal de aspect in interval:

Interval 0umar de modele<& + 6& "6& + =& (

=& + =! &

Ji-.(.3. ?isto-rama raportului nominal de aspect al anvelopelor:

~ 36 ~



54 64 64 74 74 79

0

05

1

15

2

25

3

35

4

Series 1

#erie! 1

Be observa faptul ca valoarea predominanta a raportului nominal de aspect la modelelesimilare este in intervalul =&+=!.

Oaloarea raportului nominal de aspect a modelului ce va fi proiectat va fi =<.

+..Alegerea ra&ort'l'i nominal de as&ect al anvelo&elor

abel.(.11. Jrecventa diametrului antei in intervale:

1< + 16 3

16 + 1= 1

1= + 1 "

Ji-.(.&.?isto-rama diametrului antei anvelopelor:

~ 37 ~



1415 1516 1617

0

05

1

15

2

25

3

35

4

Series 1

#erie! 1

Be observa faptul ca cele mai multe modele similare alese au diametrul antei de 16 inch. /inaceasta cauza valoarea diametrului antei a modelului ce va fi proiectat va avea si el aceasta valoare.Oaloarea diametrului antei va fi de 16 inch.

*rincipalele caracteristici ale pneului ales:

• Bimbolizare anvelopa: (3<$=< 7 16 1"3$6 Y

• Gatimea sectiunii pneului, uH(3<mm

• 7aza de rurale H(!=mm

• 4apacitatea portanta a pneului, Y pH3,< si presiunea aerului din pneu corespunzatoare, paH3bar• Oiteza maxima de exploatare a pneului, OmaxpH16"#m$h, care trebuie sa indeplineasca conditia:

OmaxpZOmax %16"#m$h\1&"#m$h'.• Indicele de sarcina este 1"3 pentru puntea fata %roti simple' si 6 pentru puntea spate %roti

umelate'.

~ 38 ~



4;*IAGFG III

Btudiul rezistentelor la inaintarea microbuzului de proiectat si a puterilor corespunzatoare, in diferite conditii de deplasare

.1 Determinarea &arametrilor necesari calc'l'l'i de traci'ne

~ 39 ~



.1.1Determinarea coeficient'l'i de re$isten0 la r'lare a &ne'rilor

7ezistenţa la rulare depinde de numeroşi factori cum ar fi construcţia pneului,viteza dedeplasare,presiunea aerului din pneu,9ncărcarea radială a pneului,rularea cu deviere,momentul aplicatroţii,calea de rulare.4oeficientul de rezistenţă la rulare se determină pe cale experimentală pe baza

rezultatelor obţinute propunndu+se numeroase formule empirice cele mai simple dintre ele referindu+sela viteza de deplasare:

f= f 0 +

f 01 .V + f 02 ./

2

%3.1'unde:

• f 0 reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică,

•f 01 Kh/kmL şi f 02 Kh2 /km2L coeficienţi de influenţă ai vitezei care pot fi aleşi din tabele

standardizate.

;stfel,pentru anvelopa radială cu secţiune oasă avem:f 0 H1.611" .10−2

, f 01 H+1."""( .10−5

Kh$#mL, f 02 H(.!1<( .10−7

Kh($#m(L.

*entru mai multe valori ale vitezei se va contura -raficul lui f H f %O' valorile fiind centralizate 9ntabelul .1:

ab 3.1 ] Oalorile lui f functie de viteza de rulareV, =2m*> " 1" (" 3" &" <" 6" =" " !" 1&"

f =8>","161

","16"","16"

","16"","161

","163

","16<

","16

","1=1

","1=<",("=&

Ji-.3.1. Oariatia coeficientului rezistentei la rulare cu viteza

0 20 40 60 80 100 120 140 160

0

001

001

002

002

003

atia coefcintului rezistentei la rulare cu vi

V[km/h]

[-]

~ 40 ~



.1.+Determinarea ariei seci'nii transversale ma6ime a a'tove*ic'l'l'i

/eterminarea ariei secţiunii transversale maxime se poate face f prin planimetrareaconturului delimitat din vederea din faţă a desenului de ansamblu.

;ceastă arie poate fi calculată astfel:

;H cf . la. ( H a−+b )+ N p . +b. 0u Km^L %3.('

unde:

•c f H1,"" este un coeficient de formă,

•la H(m este lăţimea automobilului,

• H a H(,<m este 9nălţimea automobilului,

•+b H",3m 9nălţimea mar-inii inferioare a barei de protecţie faţă de cale,

• N p H& reprezintă numărul de pneuri,

•0 u H",((<m reprezintă laţimea secţiunii anvelopei.

;H 1,00 .2 . (2,5−0,3 )+4 .0.3 .0.225=4.67m²

Be observa ca aceasta valoare se incadreaza in limitele precizate in literature despecialitate, fiind situate in zona de miloc a intervalelor recomandate.

;ria sectiunii transversale mai poate fi obtinuta prin planimetrarea conturului delimitatdin vederea din fata a desenului de ansamblu.

Ji-. 3.(. ;ria sectiunii transversale

~ 41 ~



;ria fi-urii este &,=< m(.

Be observa o mica diferenta intre aria calculata si aria obtinuta prin planimetrare.

.1.Determinarea coeficient'l'i de re$isten0 al aer'l'i

4unoscand valorile medii ale parametrilor aerodinamici pentru autovehiculul de tip fur-on sianume ;Km(L intre 3,<...," si avand in vedere faptul ca aria autofur-onului de proiectat este de &,= m (

aflam prin interpolare 4xH",6&.Oaloarea aceasta a fost aleasă din intervalul K".6" ".=<L ţinndu+se cont att de valoarea acestuiala modelul similar dar si de valoarea ariei transversale care situează autoturismul in cate-oriaautofur-oanelor.

.1.-Determinarea randament'l'i transmisiei

*uterea dezvoltată de motor este transmisă la roţile motoare prin intermediul transmisiei pentru a propulsa autovehiculul. Sntotdeauna acest fenomen are loc cu pierderi prin frecare la nivelul

transmisiei,pierderi ce sunt caracterizate de 1' +randamentul transmisiei. *entru un autofur-on &x( cu

transmisie principala simpla, valoarea adoptată pentru acesta este 1' ,.

4ele mai mari pierderi sunt datorate frecarilor roţilor dinţate existente 9n transmisie. 7andamentulcutiei de viteze creste odată cu momentul transmis şi scade odată cu creşterea turatiei.Oaloarearandamentului transmisiei diferă de la caz la caz,acestă valoare aleasă fiind o valoare medie constantă.

~ 42 ~



.+Determinarea re$istenelor la Jnaintare i a &'terilorcores&'n$0toare, Jn f'ncie de vite$a a'tove*ic'l'l'i

In miscarea sa, autovehiculul interactioneaza cu mediul inconurator si cu drumul, rezultand forte

care se opun deplasarii acestuia. ;ceste forte sunt considerate rezistente la inaintare, iar cu autorul lor se pot stabili si studia ecuatiile de miscare ale autovehiculului, pentru cazul -eneral, al vitezelor variabile.

xista astfel mai multe tipuri de rezistente la inaintare. 7ezistentele datorate interactiuniiautovehiculului cu drumul si mediul inconurator sunt: re$istenta la r'lare, re$istenta la &anta sire$istenta aer'l'i. Jorta de inertie ce apare in deplasarea autovehiculelor este considerate tot ca orezistenta la inaintare si se numeste re$istenta la demarare sau re$istenta la accelerare. In calculele ceurmeaza, insa, ea nu apare in bilantul de puteri la roata deoarece se considera un re-im uniform demiscare %fara accelerare'.

Be vor calcula in continuare aceste rezistente pentru mai multe situatii:• *entru calculul rezistentei la rulare vor fi analizate situatiile deplasarii in palier %_ pH"', cazul

deplasarii in panta maxima a drumului modernizat pmaxH) cu α pHarct-%","'H&,<=H&3&`(6E • *entru calculul rezistentei la panta vor fi considerate aceleasi situatii ca mai inainte• *entru calculul rezistentei aerului vor fi considerate trei situatii: deplasarea autovehiculului cand

nu bate vantul %OvH"km/h'Ga sfarsit au fost insumate rezistentele la rulare pentru rularea pe drumul cu fiecare dintre cele

doua pante si pentru o posibilitate din punctul de vedere al vantului. 4alculele obtinute au fost trecute intabele, unde sunt centralizate rezistentele si puterile necesare invin-erii lor, in cazul deplasarii in palier.Ga calculul acestora s+au folosit relatiile prezentate in continuare.

*entru coeficientul la rulare s+a aratat in prima parte a acestui capitol cum se calculeaza acesta.*entru rezistenta efectiva la rulare se foloseste relatia:

2rul=f (/ ) . a.cosα p KdaN L

%3.3'unde apar:

• 2rul reprezinta rezistenta la rulare

• f reprezinta coeficientul rezistentei la rulare• Ga reprezinta -reutatea totala a autovehiculului, exprimata in da0

•α p reprezinta un-hiul pantei pe care se deplaseaza autovehiculul.

*entru calculul puterii necesara pentru invin-erea rezistentei la rulare estefolosita relatia:

Prul=f (/ ). a .cos α p ./

360[kW ]

%3.&'

unde Prul reprezinta puterea necesara invin-erii rezistentei la rulare a pneurilor si este exprimata in

kW .*entru calculul rezistentei la panta se foloseste relatia:

~ 43 ~



2 p= a. s#n α p [&aN ]

%3.<'

*uterea necesara pentru invin-erea acestei rezistente se calculeaza astfel:

P p=

a .s#nα p. /

360 [kW ]

%3.6'

7ezistenta aerului se calculeaza cu urmatoarea formula:

2a=k . 3 . / x

2

13 [&aN ]

%3.='unde:

• Ra reprezinta rezistenta aerului, rezultata in da0•

k=","61(<∙C reprezinta coeficientul aerodinamic• ! reprezinta aria sectiunii transversal a autovehiculului• V =V+V "∙cosα" K#m$hL reprezinta viteza totala relativa a vantului fata de autovehicul. In aceasta

formula V reprezinta viteza autovehiculului, V " reprezinta viteza vantului, iar α" reprezintaun-hiul facut de directia pe care bate vantul si directia pe care se deplaseaza autovehicului %incazul de fata vom avea α"H"'

*uterea necesara invin-erii rezistentei aerului se poate calcula cu relatia:

Pa=k . 3 . / x

2./

4680 [kW ]

%3.'unde toate marimile au aceeasi semnificatie ca cea aratata mai inainte.

Ji-.3.3.Oariatia rezistentei la rulare cu viteza

~ 44 ~



0 20 40 60 80 100 120 140 160

0

20

40

60

80

Variatia rezistentei la rulare cu viteza

r%l

Ji-.3.&.Oariatia rezistentei aerului cu viteza

0 20 40 60 80 100120140160

0

50

100

150

200

250

300

350

Variatia rezistentei aerului cu viteza

ei!teta aer%l%i

V[km/h]

Ra[daN]

~ 45 ~



Ji-.3.<.Oariatia rezistentei la panta de (6) cu viteza

0 20 40 60 80 100 120 140 160

0

200

400

600

800

1000

1200

Variatia rezistentei la panta cu viteza

V[km/h]

Rp[daN]

Ji-.3.6.Oariatia principalelor rezistente cu viteza

0 20 40 60 80 100120140160

0

500

1000

1500

2000

ariatia principalelor rezistente cu vitez

r%l

$

a

V[km/h]

Rrul,Rp,Ra,R [daN]

~ 46 ~



Ji-.3.=.Oariatia puterii necesare invin-erii rezistentei la rulare cu viteza

0 20 40 60 80 100 120 140 160

0

10

20

30

erii necesare invinerii rezistentei la rula

V[km/h]

!rul[k"]

Ji-.3..Oariatia puterii necesare invin-erii rezistentei la panta cu viteza

0 20 40 60 80 100 120 140 160

0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

necesare invinerii rezistentei la panta c

!p[k"]

~ 47 ~



Ji-.3.!.Oariatia puterii necesare invin-erii rezistentei aerului cu viteza

0 20 40 60 80 100 120 140 160

0

50

100

150

terii necesare invinerii rezistentei aerul

V[km/h]

!a[k"]

Ji-.3.1".Oariatia principalelor puteri necesare invin-erii rezistentelor cu viteza

0 20 40 60 80 100 120 140 160

0

100

200

300

400

500

alelor puteri necesare invinerii rezisten

-r%l -$ -a

V[km/h]

!rul,!p,!a [k"]

~ 48 ~



4;*IAGFG IO

3redeterminarea caracteristicii e6terioare a motor'l'i sialegerea motor'l'i ce va ec*i&a microb'$'l &roiectat

~ 49 ~



&.1 3redeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motor'l'i din conditiade atingere a vite$ei ma6ime la de&lasarea a'tomobil'l'i in &alier.

*rin caracteristica exterioară, se inţele-e funcţia de dependenţă a momentului motor si a puteriimotorului faţă de turaţie, la admisiune totala, re-laele motorului si temperatura de funcţionare fiind celeoptime. Be impune prin temă o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului 9n treapta de vitezecea mai rapidă %priza directa sau echivalentul ei', 9n palier. *entru a avea o anumită acoperire din punct de

vedere al puterii, se admite că atin-erea lui / max se obţine pe o pantă foarte mică p0 H%","<

",3'), rezultnd 9n acest fel o putere maximă Pmax ceva mai mare dect 9n cazul deplasării 9n palier

p0 H".

*entru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata : Pr=1' . P= Prul+ P p+ Pa+ P & %&.1'

unde:

# $ reprezinta puterea disponibila la roata

# $ul reprezinta puterea necesara pentru invin-erea rezistentei la rulare a autovehiculului

# p reprezinta puterea necesara invin-erii rezistentei la urcarea pantei

# a reprezinta puterea necesara invin-erii rezistentei aerului

# d reprezinta puterea necesara invin-erii rezistentei la demarare a autovehiculului.

/in conditia ca V=V ma rezulta:&/

&' =0 , de unde rezulta ca Rd H" si implicit # d H".

Jacand inlocuirile in relatia %&.1' rezulta:

1' . P=f (/ max). a.cos α p0 ./ max

360 +

a .s#nα p0. / max

360 +

k . 3 . / max3

4680 %&.('

unde:

•

/ max

f ¿ 'H f %1&"km/h'H ","("=& reprezinta coeficientul de rezistenta la

rulare corespunzator vitezei maxime

• a H3=&= da0 reprezinta -reutatea autovehiculului

• α p%Harct-%",""1=<'H",1 calculate pentru p% din intervalul ","<".3),reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului

4unoscand toti termenii, din relatia %&.(' se poate determina #=# Vma:

~ 50 ~



# VmaH P1

1'

%&.3'

unde # & reprezinta termenul drept al relatiei %&.('. In consecinta, vom avea:

# Vma=

0,02074 .3747 .cos 0,14 .140

360 +

3747 .s#n 0,14 .140

360 +

0,03&2 .4,75 .1403

4680

0,&0H1(<.(kW

Insemnand puterea de 1(<.(#2x1.3&H16.1=4*.unde:

• '( H",!"k H","61(<C , iar C H".6& este cel predeterminat in subcapitolul anterior. In continuare se va

folosi aceasta putere pentru trasarea caracteristicii exterioare folosind urmatoarea relatie:

LLK'%'%'%'%'%'K% 3

,

(

,,max kW nn

nn

nn # #

p p p

⋅−⋅+⋅=γ γ

β β

α α

%&.&'

unde n p reprezinta turatia la puterea maxima, _, , sunt coeficienti de forma ai caracteristicii,valabili pentru domeniul turatiilor din vecinatatea lui n M, si anume domeniul turatiilor oase, iar _`, `, `sunt coeficienti de forma ai caracteristicii, valabili pentru domeniul turatiilor din vecinatatea lui n p,sianume domeniul turatiilor ridicate.

xpresiile acestor coeficienti sunt:

Hce2

−ca∗(2ce−1)(ce−1)2 H

2ce∗(ca−1)(ce−1)2 H

ca−1

(ce−1)2

_` H

2ce2−3ce+ca

(ce−1)2

` H

3−2ca−ce2

( ce−1 )2

` H

c

2−(¿¿ e+ca)

(ce−1)2

¿

~ 51 ~



unde 4a si 4e reprezinta coeficientul de adaptibilitate al motorului si, respectiv, coeficientul deelasticitate al motorului. 4um se constata, coeficientii de forma depind de marimile relative 4 a si 4e sinu de valorile in sine ale puterii maxime.

In -eneral 4a si 4e au urmatoarele expresii:

p ) )

aC max=

%&.<'

#

)

n

n

eC =

%&.6'

unde: Mmax ] momentul maxim dezvoltat de motor

M p ] momentul la putere maxima

nM ] turatia la momentul maxim

n* ] turatia la putere maxima

inand seama de modelele similare, pentru automobilul de proiectat se considera urmatoarele valori pentru momentul maxim Mmax, turatia la momentul maxim nM si turatia de putere maxima n p:

MmaxH&""0m nMH1""rot$min n*H36"" rot$min

Momentul motor la putere maxima este determinat pe baza urmatoarelor relatii:

M p H

Pmax

5p H

Pmax

6 ∗360030 H

125200

6 ∗360030 H 33<0m

%&.='

/e aici rezulta pentru 4a si 4e urmatoarele valori:

4a H 1,1!& 4e H ",<

4unoscand 4a si 4e, se calculeaza valorile coeficientilor de forma ai caracteristici motorului utilizandrelatiile:

_ Hce2−ca∗(2ce−1)

(ce−1)2 H 1

%&.'

~ 52 ~



H2ce∗(ca−1)

(ce−1)2 H".=6

%&.!'

H

ca−1

(ce−1)2 H".=6

%&.1"'

_`H2ce

2−3ce+ca

(ce−1)2 H".6!

%&.11'

`H3−2ca−ce

2

( ce−1)2 H".!

%&.1('

`H

c

2−(¿¿ e+ca)

(ce−1)2

¿

H1.1

%&.13'

In continuare se va determina puterea necesara atin-erii vitezei maxima folosind relatia urmatoare:

maxmax max

(

V V

n # # f

= × ÷

414

/efinim raportul nvmax$n p + raportul de turatie la viteza maxima:

p

V

n

n max=ζ

%&.1<'

*entru MAC * conform recomandarilor, avem intervalul de variatie %",!...1'ϵ

~ 53 ~



ale-em : H".!

Be calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic cu autorul relatiei:

( )max

max

V # #

f ζ =

, %&.16'

unde

H\ f%'H ".6!W".!".!W".!(+ 1.1W".!3 H ".!6

/eci *max H 1(<.($",!6 H 13".&1 131 #2

*entru determinarea caracteristicii motorului se stabileste intervalul de variatie al turatieiKnmin,nmaxL conform relatiilor:

nmin H ".( W n p H ".( W 36"" H=(" rot$min %&.1='

nmax H n p H 36"" rot$min %&.1'

nmedH %nmax nmin'$(H (16"rot$min %&.1!'

*rin urmare intervalul ales va fi %=(" 36""'.

*entru modelarea curbei momentului motor se utilizeaza urmatoarea relatie care arata dependentamomentului in functie de putere:

MH !<<,< Pn K0mL

%&.1!'

unde puterea * este data in #2 iar turatia n in rot$min.

~ 54 ~

( ) g g ( g 3 f ζ α ζ β ζ γ ζ = × + × − ×



*H*maxWf%n

np '

%&.("'

/atele obtinute sunt centralizate in urmatorul tabel, pe baza caruia sunt determinate mai departe

curba puterii si a momentului.

ab. &.1 *uterea si momentul pe caracteristica exterioara determinata din conditia de viteza maximain palier

nKrot$minL

*K#2L

MK0mL

nminH"" (6.=(=!

31!.(31(

1""" 3&.<1&&

3(!.=<

1("" &(.<3=

33.=1&&

1&"" <".6!&<

3&6."16!

16"" <.!16(

3<1.6!3&

1"" 6=."1

611

3<<.=

&3!(""" =&.!6

!13<.163

(("" (.6<"6(

3<.!66=

nMH(&""

!.!<6&(

3<.13!

~ 55 ~



(6""!6.=<11

3<<.6<3

(""1"3."3&6

3<1.6"<<

3""" 1".6"(= 3&<.!!=

3(""113.3=<

33.<6=!

3&""11=.(6=

3(!.61

36""1(".1!(

31!."(61

3""1((."(

3"6.16(

n pHnmaxH&"""

1((.6<

(!(.!"(

&(""1(1.!6

(==.<1(

&&""11!.!(<!

(6".&3"1

&6""116.36==

(&1.=16

*e baza acestui tabel se determina curba momentului si a puterii in fi- &.1Ji- &.1 4aracteristica teoretica la sarcina totala a motorului

0 1000 2000 3000 4000 5000

0

100

200

300

400

- ()W+

" ('+

n[rot/min]

!,#

&.( Alegerea motor'l'i si &re$entarea caracteristicii sale la sarcina totala

~ 56 ~



*entru ale-erea motorului ce va echipa automobilul impus prin tema se va utiliza metodacaracteristicilor relative la sarcina totala. ;ceasta metoda presupune ale-erea a cel putin ( motoare cu puterea maxima foarte apropiata de cea teoretica %calculata anterior' si suprapunerea curbelor de variatie*$*maxin functie de n$n*. In functie de pozitia relativa a curbelor obtinute se va ale-e motorul.

7ecomandarea prevede ca ale-erea sa corespunda situatiei in care curba motorului ales sa fie situatadeasupra curbei motorului teoretic, astfel incat motorul ales sa prezinte o rezerva de putere superioara.

Sn vederea ale-erii motorului ce va echipa autoturismul de proiectat se vor ale-e motoarele de ladouă dintre modelele similare prezentate la capitolul 1. Bpecificatiile constructive ale acestora sunt prezentate in tabelul &.(.

ab &.( ] /ate tehnice ale motoarelor analizate

)r.Crt!odel

Pmax

=2>

n p max

=rotmin>

7 max

=)m>

n 7

=rotmin>

1 7eferinta1 1+ / - 1B

( 7eferinta( 11 / - 19

3 eoretic 119. / - 19

*entru ca nu se cunosc variatiile *H*%n' pentru motoarele de referinta,ale-erea motorului se facedirect pe baza valorii puterii maxime%*max'.7ezulta ca motorul ales va fi motorul de referinta 1 avand o putere * maxH1(" #8,superioara celui de aldoilea model.*rezentarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face in fi-. &.(Ji- &.( 4aracteristica la sarcina totala a motorului ales

0 1000 2000 3000 4000 50000

50

100

150

200

250

300

350

400

- ()W+

" ('+

n[rot/min]

!,#

~ 57 ~



In contiuare se va reprezenta -rafic diferenta dintre curbele de putere si moment in functie de turatie amodelului teoretic si a modelului referinta1 .

Ji- &.3 Buprapunerea curbelor de putere a modelului teoretic si cel ales

0 1000 2000 3000 4000 50000

20

40

60

80

100120

140

--

--

n[rot/min]

![k"]

Ji- &.& Buprapunerea curbelor de moment a modelului teoretic si cel ales

0 1000 2000 3000 4000 50000

50

100

150

200

250

300

350

400

""

""

n[rot/min]

#[Nm]

/eoarece caracteristica motorului referinta1 se -aseste deasupra caracteristicilor motorului teoreticavand astfel o rezerva de putere superioara dorita, se ale-e motorul similar 1 cu urmatoarele caracteristici:

4aracteristici ale motorului ales:

*maxH1(" #2 n pH36"" rot$minMmaxH&""0m nMH1"" rot$min*max$n pH"."333#2$min+1

Mmax$nMH".(((0m$min +1

nminH&"min+1 rezulta Mmax$nminH".&10m$min +1

nmaxH&(""min+1 rezulta Mmax$nmaxH"."=30m$min+1

~ 58 ~



CA3IT(5E5 V

Determinarea ra&ort'l'i de transmitere al transmisiei &rinci&ale si

al &rimei tre&te a sc*imbator'l'i de vite$e

.1 3redeterminarea si definitivarea ra&ort'l'i de transmitere al transmisiei

&rinci&ale :i;

~ 59 ~



*redeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale %i "' se face din conditia caautomobilul sa atin-a viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a BO, care este, in -eneral,treapta de priza directa %la BO cu trei arbori' sau treapta similara acesteia, cu raportul de transmitere

apropiat de 1%la BO cu doi arbori'.

Oiteza variaza cu raportul de transmitere conform relatiei:

+k

$ ,,

n$ V

⋅

⋅⋅=

"

3==."

K#m$hL %<.1'

iar pentru viteza maxima relatia devine:

+n

p

$

+n

"

$ ,,

n$ ,,

n$ V ⋅

⋅⋅⋅=

⋅

⋅⋅=

""

max

max 3==."3==." ζ

52

Fnde + r r este raza de rulare: (!=KmmL

+ i" este raportul de transmitere al transmisiei principale

+ n p ] turatia de putere : 36"" Krot$minL

+ ] raportul de turatie : ".!

+ isn ] raportul de transmisie in priza directa : H ".! + pentru BO cu ( arbori

+ Omax H1&" #m$h

*e baza relatiei <.1 obtinem raportul de transmisie al transmisiei principale :

i" H ",3==Wr r n p∗8

/ max∗i sn H".3==W".(!=W3600∗0.&

140∗0.&8

%<.3'

7ezulta: i",predetH (.6&&

4um valoarea obtinuta este mai mica decat =, ale-em o transmisie principala simpla, cu o sin-ura pereche de roti in an-renare.

~ 60 ~



In cazul transmisiei principale simple i"H9c

9p

%<.&'

*entru definitivarea raportului i" se vor ale-e 3 variante de perechi de numere de dinti,pornind de la

valoarea predeterminata si de la schema cinematic a transmisiei principale %fi-. <.1'

Ji- <.1 Bchema cinematica a unei transmisii cinematice simple cu roti conice

unde z p reprezinta numarul de dinti ai pinionului zc reprezinta numarul de dinti ai coroanei diferentialului

*entru transmisia principala simpla se ale-e V p cu valoarea minima,care,insa ,este dependenta de raportuli",predet. .In acest sens,pentru an-renaele conice se pot folosi recomandarile firmei Cleason,indicate intabelul <.1

ab. <.1 0umarul minim de dinti V p

Wse poate ale-e chiar 11.

;stfel:

pentru i" H (.6&& ale-em V p H 11.

VcHi"WVp H\ VcH(!."& dinti %<.<' Be rotuneste VcH3" de dinti

;stfel i"1,ef H2&

11 H\ i"1,ef H (.63

%<.6'roarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta:

~ 61 ~

i" (,< 3 & < 6+= \=

z pmin 1<W 1(W ! = < <



:i01=|i01,ef −i0|

i0.100=

|2.63−2.644|2.644

.100=1,48

%<.='

*entru definitivarea raportului transmisiei principale, consideram inca doua variante de numar dedinti:

i"(,ef H28

11 H(,<&<

%<.'

roarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta:

:i02=|i02,ef −i0|

i0.100=

|2.545−2.5&5|2.5&5

.100=1.&2

%<.!'

respectiv i"3,ef H30

11 H (.=(=

%<.1"'

roarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta:

:i03=|i03,ef −i0|

i0.100=

|2.727−2.5&5|2.5&5

.100=5.08

%<.11'

*entru cele 3 cazuri am ales Vc1H(! de dinti, Vc(H( de dinti, Vc3H3" de dinti, iar valoarea numarul dedinti ai pinionului de atac a ramas acelasi V p H 11.

Ga stabilirea numarului de dinti al coroanei la fiecare dintre cele 3 variante s+a tinut cont de catevare-uli, printre care cea mai importanta este ca acesta sa nu aiba divizori comuni cu numarul de dinti ai pinionului pentru a se evita interferenta.

Be observa ca erorile relative fata de valoarea predeterminata sunt foarte mici,incepand de la1.&) pana la valoarea maxima de <."). In tabelul <.( se prezinta valorile puterilor la roata pentru viteze corespunzatoare unor turatii alemotorului de pana la &("" $-(/m,n, calculate cu formula:

e( $ # # ⋅=η %<.1('

unde:

•1' =0,&0=c' reprezinta randamentul transmisiei, considerat in capitolele anterioare

~ 62 ~



• Pex reprezinta puterea de pe caracteristica exterioara calculate pentru turatia

corespunzatoare vitezei respective si raportului respective al transmisiei principale.

L'%'%K 3,(,,max

p$ p$ p$

( $ V V

V V

V V # # ⋅−⋅+⋅⋅= γ β α η

%<.13'Oiteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului,

pentru un anumit raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de priza directa, se calculeaza curelatia:

+nk

p

$ p$ ,,

n$ V

⋅

⋅⋅=

"

3==."

%<.1&'4u autorul acestor relatii s+a completat tabelul <.( si s+a trasat apoi fi-ura <.( curbele puterilor la

roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere efectiv si pentru raportul predeterminat. *e aceeasidia-rama s+a suprapus curba puterii rezistente totale la deplasarea autovehiculului in palier %in cazul candnu bate vantul'.

ab <.( Oalorile puterilor la roata in functie de viteza, pentru diferite valori ale rapoartelor detransmitere

OK#m$hL *"1 *"( *"3 *" *rez

" " " " " "

3" 1&.==6=! 1&."3""( 1<.<("!< 1&.<"63 (.6!(==

6" 3(.&<"(< 3".=61(= 3&.13133 3(.61=1& 6.=6&!3

!" <1.<1!<6 &.6= <&.11<3 <1.==& 13."<==

1(" =".&3!& 6=.1"=1& =3.=6!!3 =".13< (<.("1

1&< =.&(<= &.11161 !1.3=(! .("1& &(.<<<6

Ji- <.( 4urbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere si curba a puteriirezistente

~ 63 ~



4onform -raficului de mai sus se ale-e i"3,ef H(.=(= datorita avantaului sau asupra puterii maxime la roata%11&.3(<&#8'.Be mai observa ca pentru o valoare mai mica a raportului de transmitere efectiv decat cel predeterminat,valoarea puterii la roata devine si ea inferioara celei obtinuta in cazul folosirii i",predet./eci i+.9+9.

.+ 3redeterminarea ra&ort'l'i de transmitere al &rimei tre&te a

sc*imbator'l'i de vite$e

i

(¿¿ s1)¿

*entru determinarea raportului de transmitere al primei trepte, vom folosii 3 criterii distincte si bineinteles vom avea 3 valori diferite, dupa care vom selecta raportul de transmitere cel mai mare, care vaindeplini inplicit toate conditiile.

;ceste 3 criterii sunt:

•

Invin-erea pantei maxime impusa prin tema• /eplasarea in palier, pe drum modernizat, cu o viteza minima stabilita• Bolicitarea ambreaului la cuplare,la pornirea de pe loc

.+.1 Determinarea l'iis1 din conditia de &anta ma6ima im&'sa

&rin tema

~ 64 ~



*entru determinarea acestui raport, scriem bilantul de tractiune in cazul pantei maxime, aceastatrebuind fi urcata cu viteza constanta redusa.

/in bilantul de tractiune se obtine:

is 1=; max∗ a∗rr

7 max∗i0∗1'

%<.1<'

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

; max=f (0 )∗cos ( α pmax )+s#n ( α pmax

) %<.16'

deci

; max=0.0161∗cos160+s#n 16

0=0.2&1

atunci

is 1=0.2&1∗3680∗0.286

360∗2.727∗0,&0 =3.466

.+.+ Determinarea l'i is1 din conditia de vite$a minima stabilita

;cest criteriu presupune determinarea unui raport suficient de mare al primei trepte aschimbatorului de viteze pentru a fi posibila deplasarea autovehiculului cu o viteza minima aleasa

% V m,nH1" km/h' constanta, pe un drum mondernizat, in palier.

*entru aceasta se foloseste relatia:

is1=0.377 . rr .nmin

/ min . i0

%<.1='

Be considera turatia minima nm,nH",( n pH=6" $-(/m,n si, calculandu+se, se obtine:

~ 65 ~



is 1=0.377 . 0.2&7 .760

10 .2.727=3.12

.+. Determinarea l'iis1 d'&a criteri'l l'cr'l'i mecanic de frecare la

c'&larea ambreaG'l'i, la &ornirea de &e loc

Bolicitarile ambreiaului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Guandin considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiaului, la pornirea de pe loc, in cazul deplasarii pe un drum in palier, de efectul valorii turatii initiale a motorului, n%, si de marimea puterii specifice, # p,se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:

is1=0,11 .isn

8 . n0 ./ max .√

k an p . ca . P sp

.1

<

%<.1'

unde:• n%H",=< n pH(="" $-(/m,n

• k aH",=( pentru motoarele ,eel • H<(< pentru autocamioane si autobuze.Inlocuind, se obtine:

is1=0,11 .0.&8

0.& .2700 .145.√ 0,72

4200 .1.21& .67.&5. 1

525=2.&45

Be observa ca valoarea cea mai mare este pentru is1=3 fiind cea care se va folosi in

continuare si care va fi luata in calcul si la construirea schimbatorului de viteze, deoarece aceasta permite si urcarea pantei maxime impusa in tema %va fi urcata o panta chiar mai mare'.

~ 66 ~



3ART@A a II8a

A!#R@IALE5

CA3IT(5E5 1

%t'di'l te*nic al sol'iilor constr'ctive &osibile &entr' ambreiaG ialegerea variantei ce se va &roiecta

~ 67 ~



*entru a transmite fluxul de putere şi cuplul de la motor la transmisie şi implicit pentru a putea porniautomobilul de pe loc este nevoie de un or-an care să 9ntrerupă acest flux ener-etic.;cest rol este9ndeplinit de ambreia.

;mbreiaul serveşte cuplarea temporară şi la cuplarea pro-resivă a motorului cu transmisia./ecuplarea motorului de transmisie e necesară 9n următoarele cazuri:

+ *ornirea din loc a automobilului

+ Sn timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbătorului de viteză+ Ga frnarea automobilului+ Ga oprirea automobilului cu motorul pornit

4uplarea pro-resivă a motorului cu transmisia este necesară 9n cazurile următoare:+ Ga pornirea din loc a automobilului+ /upă schimbarea treptelor de viteză

*entru funcţionare, ambreiaul trebuie să 9ndeplinească următoarele condiţii:+ Bă permită decuplarea rapidă şi completă a motorului de transmisie, pentru o schimbare a

treptelor fără şocuri+ /ecuplarea să se facă cu eforturi reduse din partea conducătorului fără o cursă mare la pedală+ Bă asi-ure o cuplare pro-resivă a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii bruşte a

automobilului

+ Bă asi-ure 9n stare cuplată o 9mbinare perfectă 9ntre motor şi transmisie;mbreiaele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, 9n funcţie de principiul de

funcţionare.;cestea sunt:+ ;mbreiae mecanice %cu fricţiune'+ ;mbreiae hidrodinamice %hidroambreiae'+ ;mbreiae electroma-netice+ ;mbreiae combinate

4ele mai răspndite ambreiae pe automobile sunt cele mecanice %cu fricţiune'.la care le-ătura dintre partea condusă şi cea conducătoare se realizaeză prin forţa de frecare.

*ărţile constructive ale ambreiaului sunt:

&. #a$(ea -ndu0(-a$e ] partea montată pe volantul motorului.4uprinde:

a' 4arcasa interioară a ambreiaului b' *laca de presiunec' ;rcul de presiune.

2. #a$(ea -ndu0 ] partea care este 9n le-ătură directă cu arborele primar al schimbătorului deviteză.

4uprinde:a1 /iscul condus al ambreiauluib1 ;rborele ambreiaului.

. 3,(emul de a4,-na$e au -mand0 ] care cuprinde:I. Bistemul interior de acţionare format din:

a' *r-hii de debreiere b' Inelul de debreierec' 7ulmentul de debreiered' Jurca ambreiaului.

II. Bistemul exterior de acţionare care poate fi de tip:a' 0eautomat cu acţionare mecanică sau hidraulică b' 0eautomat cu servamecanism de tip hidraulic, pneumatic, electricc' ;utomate.

~ 68 ~



4ele mai folosite şi răspndite tipuri de ambreiae pentru automobile sunt ambreiaele mecanice cuarcuri periferice, cu arc diafra-mă şi ambreiae cu arc central.

*entru a se decide ce tip de ambreia va echipa automobilul, se vor analiza modele de automobilsimilare din punct de vedere al tipului de ambreia cu care au fost echipate.

*e ln-ă analiza modelelor similare de automobil, se va face şi o analiză a doua ambreiae din punt devedere al construcţiei şi a funcţionării.

ipul de ambreia cu care sunt echipate automobilele este influenţat de momentul motor transmis,tipul acţionării %mecanic, hidraulic', tipul frecării %uscat,umed', etc.

1.1 Anali$a &artic'larit0ilor constr'ctive i f'ncionale ale ambreiaGelormecanice

;. ;mbreiaul mecanic monodisc cu arcuri periferice.

ste foarte răspndit acest tip de ambreia att la camoiane ct şi la autoturisme, datorită -reutăţiireduse ct şi simplităţii constructive. 7eprezentat 9n fi-. 1.

Ji-. 1 Becţiune transversală prin ambreiaul monodisc cu arcuri periferice.,K(L&*"-lan(5 2*d, amb$e,aj5 *pla0 de p$e,une5 78* a5 6*p9$:h,e de deb$e,e$e5 ;*man<-n5

*$ulmen( de p$e,une5 >*a$u$, pe$,fe$,e5 &%*:a$n,(u$0 (e$m-,?-lan(05 &&*a$a05 &2*-$,f,,,

p$a(,a(e @n "-lan(.

~ 69 ~



Ftilizarea acestui ambreia este recomandată 9n cazul 9n care momentul transmis nu depăşeşte ="+"da0m. 4aracteristic pentru acest ambreia este că foloseşte două rnduri de arcuri de presiune, asfel seobţine o forţă de apăsare mai mare cu arcuri mai puţin ri-ide.

. ;mbreiaul mecanic monodisc cu arc central de tip diafra-mă.

;cest tip de ambreia este foarte răspndit astăzi 9n rndul automobilelor, datorită următoarelelor particularităţi:

+ acţionarea ambreiaului este mai uşoară deoarece forţa necesară decuplării este mai mică la acesttip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară

+ forţa cu care arcul diafra-mă acţionează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă;mbreiaul cu arc central de tip diafra-mă este prezentat 9n fi-. (.

Ji-.(. Becţiune transversală prin ambreiaul monodisc cu arc central,K(L

&*flan<0 a$b-$e -(,(5 2*bu<0 de b$-n?5 *a$b-$e amb$e,aj5 *"-lan(5 8*a$a0amb$e,aj5 6*-$-an0 d,n4a(0 "-lan(5 ;*:a$n,(u$, d, amb$e,aj5 * pla0 d, amb$e,aj5

>*a$u$, el,-,dale5 &%*d,af$a:m05 &&*$ulmen( p$e,une5 &2*<u$ub f,a$e5

& A <u$ubu$,5 &* e(an<a$e5 &8 *fu$05 &6*n,( d,af$a:m0.

/atorită avantaelor pe care le prezintă arcul diafra-mă, 9n ultimul timp a auns să fieutilizat foarte mult pe autoturisme.

~ 70 ~



4onsiderndu+se caracteristicile funcţionale şi constructive ale celor două tipuri de ambreiae prezentate anterior automobilul de proiectat va fi echipat cu un ambreiaj monodisc uscat, cu arc

diafragmă.

CA3IT(5E5 II

Calc'l'l de dimensionare i verificare a garnit'rilor de frecare

ale ambreiaG'l'i

~ 71 ~



*entru transmiterea de catre ambreia a momentului motor maxim fara patinare, pe toata durata

de functionare este necesar ca momentul de frecare al ambreiaului M c sa fie mai mare decat momentulmaxim al motorului. In acest scop se introduce in calcul un coeficient de si-uranta , care ia in

consideratie acest lucru. 4a urmare, momentul de calcul al ambreiaului este dat de urmatoarea relatie:

McH W Mmax %(.1'

Fnde: H 7c

7max

%(.('

Ga ale-erea coeficientului de si-uranata se tine seama de tipul si destinatia automobilului, precum si de particularitatile constructive ale ambreiaului.

/aca valoarea coeficientului este mai mare atunci ambreiaul prezinta urmatoarele avantae sidezavantae:

;vantae:

+ nu apare pericolul patinarii in cazul -arniturilor de frecare

+ se micsoreaza lucrul mecanic de patinare, acest lucru ducand la marirea

duratei de functionare a ambreiaului.

/ezavantae:

- se mareste forta la pedala de actionare a mecanismului, iar manevrarea lui devine maidificila

- cresc suprasarcinile in transmisia automobilului intrucat ambreiaul nu patineaza la aparitiaunor solicitari mari.

/aca valoarea coeficientului este mica ambreiaul prezinta urmatoarele avantae si dezavantae:

;vantae:

+ se reduce timpul de patinare ceea ce contribuie la imbunatatirea accelerarii automobilului

/ezavantae:

+ se mareste tendinta de patinare a ambreiaului

~ 72 ~



+ creste uzura -arniturilor de frecare prin marirea duratei de patinare, respectiv a lucruluimecanic de frecare la patinare.

In timpul exploatarii automobilului, coeficientul de si-uranta se micsoreaza datorita uzurii-arniturilor de frecare. ;ceasta datorita faptului ca prin uzura -arniturilor, arcurile de presiune se destindsi nu mai asi-ura forta de apasare initiala.

*entru a evita patinarea ambreiaului, trebuie ca si dupa uzura -arniturilor de frecare, coeficientulde si-uranta sa indeplineasca conditia Z 1.

inandu+se cont de aceste conditii, s+au adoptat urmatoarele valori ale coeficientului :

+ H 1,3 + 1,=< pentru autoturisme cu capacitate normala de trecere

+ H (," + (,< pentru autoturisme cu capacitate marita de trecere

+ H 3," + &," pentru autoturisme de competitii sportive

+ H 1,6 + (," pentru autocamioane si autobuze obisnuite

+ H (," + 3," pentru autocamioane cu remorca sau autobuze urbane.

Oalorile spre limita superioara se recomanda in cazul ambreiaelor cu arcuri elicoidale periferice, iar valorile spre limita inferioara in cazul ambreiaelor cu arc central diafra-ma.

;le- H 1. H\ McH 1.W36" H6& 0m

/iametrul -arniturii de frecare a ambreiaului este dat de formula :

==2 2e=2 .3

√ 2⋅ 7 c

6 ⋅ p0 ⋅ < ⋅ i⋅ (1−c2) .(1+c)

=2 . 3

√ 2 ⋅648000

6 ⋅0.25 ⋅0.3 ⋅2⋅ (1−0.752 ) ⋅(1+0.75)

=306mm

%(.3'unde:

+ presiunea de contact p%=".(< Mpa+ coeficientul de frecare B=%.+ numărul suprafeţelor de frecare ,=2

+ raza exterioară a -arniturii de frecare 2e .

+ c= 2i

2e s+a ales cH".=<.

~ 73 ~



==2 2e⇒ 2e= =

2 =

306

2 =153m m ( 2i≅0.75 ⋅ 2e=0.75 .153=114.75 mm > %(.&'

ab (.1 /imensiunile -arniturilor de frecare conform B;B ==!3+3

De 1<" 16" 1" ("" ((< (<" (" 3"" 3"< 31" 3(< 3<" Di 1"" 11" 1(< 13" 1<" 1<< 16< 1=< 1< 1!< g (,<3,< 3,< 3,< &,"

4onform tabelului (.1 se adoptă Re=&82.8 mm <, R,=2.8 mm.

Be calculează raza medie: 2m=2

3⋅

2e3− 2 i

3

2e

2− 2 i

2=

2

3⋅152.5

3−82.53

152.52−82.5

2=11&.76mm

%(.<'

/eterminarea forţei de apăsare asupra discurilor ambreiaului se determină din condiţia ca momentul defrecare al ambreiaului să fie e-al cu momentul de calcul Mc

Jorţa de apăsare, pe discul condus , este:

LK!"1=6.11!(3."

1"36",1 3

max daN ,R

)

m

≈

⋅⋅

⋅⋅=

⋅=

µ

β

%(.6'

Momentul de frecare al ambreiaului este:

%(.='

!.6<31"<.(<.1<(

<.(<.1<(!"1(3,"3

(

3

( (

((

33

((

33

=⋅−

−

⋅⋅⋅⋅=−

−

⋅⋅=

−

,e

,ea

R R

R R, ) µ

LK!,6<3 daNm ) a =

~ 74 ~



Momentul ambreiaului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul de calcul % ) H61( da Nm',astfel -arniturile de frecare pot fi considerate corect dimesionate.

LK1=&."

'<.(<.1<(%

1"!"1

'% ((((

)#a

R R

C p

,e

=

−

⋅=

−

=π π

/acă se consideră forţa J uniformdistribuită pe suprafeţele de frecare, presiunea p va fi dată de relaţia:

%(.'

;ria suprafeţei -arniturilor de frecare este:

LK<.1"33('<.(<.1<(%'% ((((( /m, R R ! ,e =−=−= π π

%(.!'

Gucrul mecanic de frecare este dat de relaţia:

L= 6 . n . rr

2

30⋅ is

2⋅ i

0

2 .(ma.

2⋅ 6 ⋅n

7200 +

a

2. ;

k +

2

3⋅a . ; ⋅√

2 . a⋅ 6 ⋅n

k ⋅ g ⋅30 )%(.1"'unde:

+ n + turaţia motorului la pornire se consideră <""..6"" rot$min+ # ] coeficient de creştere al momentului 9n timpul cuplării se consideră 3"..<" da0m$s+ ] coeficientul de rezisenţă a drumului se consideră ".1

*entru ambreiaul de calculat se consideră:+ nH6"" rot$min+ #H&" da0m$s

/eci lucrul mecanic de frecare este:

L= 6 . n . rr

2

30⋅ is

2⋅ i0

2 .(ma.

2⋅ 6 ⋅n

7200 +

a

2. ;

k +

2

3⋅a .; ⋅√

2 . a⋅ 6 ⋅n

k ⋅ g ⋅30 )=

6 .600.0.2862

30 ⋅32⋅2.727

2 .(3680 .

2 ⋅6 ⋅ 600

7200 +

(3680 ⋅14

Gucrul mecanic specific este:

@=

L

3=

5&187.6

1033.5 =57

&aN

cm2 %(.11'

;mbreiaul se verifică la 9ncălzire. Oerificarea la 9ncălzire a pieselor ambreiaului se facecalculnd creşterea de temperatură cu relaţia:

~ 75 ~



A B =α . L

c ⋅m %(.1('

unde:+ _+coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru 9ncălzirea piesei

+ c+căldura specifică a piesei ce se verifică+ m+-reutatea piesei care se verifică

*entru ambreiaul monodisc coeficientul _ =%.87 =8%% D/k: %C

7ezultă: A B =α . L

c ⋅m=

0.5 ⋅5&187.6

500 ⋅5 =12

0C

*entru automobile A B =80

150

C >

CA3IT(5E5 III

~ 76 ~



Calc'l'l i &roiectarea &rinci&alelor com&onente ale ambreiaG'l'i:arc'ri de &resi'ne, disc de &resi'ne, disc cond's, arbore,

elemente de fi6are i g*idare;

.1 Calc'l'l arc'l'i central de ti& diafragm0

;rcul folosit la ambreiaul proiectat este un arc diafra-mă.;cest arc poate avea două formeconstructive care pot fi folosite: arc diafra-mă fără tăieturi după -eneratoare şi arc diafra-mă cu tăieturidupă -eneratoare.

;rcul fără tăieturi după -eneratoare sau arcul continuu este un arc foarte ri-id, de aceea pentrumărirea elasticităţii se foloseşte arcul diafra-mă cu tăieturi după -eneratoare.

4aracteristica arcului diafra-mă, pentru raportul √ 2< H

+ <2 , are porţiuni de ri-iditate ne-ativă %la

creşterea să-eţii la comprimare forţa scade'. ;stfel arcurile diafra-mă sunt cele mai răspndite peautomobile.

~ 77 ~



;rcul diafra-mă are următoarele dimensiuni:+ nălţimea totală a arcului ? ȋ

+ nălţimea arcului h ȋ

+ -rosimea arcului B+ diametrul de aşezare d(+ diametrul exterior al arcului d1

+ diametrul interior d3.

Bolicitările maxime obţinute n arc sunt următoarele: ȋ

+ n arc momentul radial M ȋ 1 dat de forţele J , Y şi forţa tăietoare 1 :

7 1= D

2 ⋅ ( &1−&2 )un&e D −for$a&e ambreiere %3.1'

+ n pr-hiii momentul ncovoietor M ȋ ȋ ( şi forţa tăietoare ( :

7 2=

E

2 ⋅

(&2−&3 )= D

2 ⋅

( &1−&2 )E−for$a &e &ebreiere %3.('

Oalorile diametrului exterior si cel interior sunt standardizate pentru o adaptabilitate mai bunadispozitivului.

;le-em din B;B ==!3+3 valorile:

=e=305mmsi =i=165mm

4onstructiv se adoptă următoarele dimensiuni:+ diametrul exterior al arcului &1= =e=305mm

+ diametrul interior&3≅0,2∗&1

⟹&3=61mm

+ numărul de pr-hii zH1+

+ diametrul de aşezare &2≅0,7∗&1⟹&2=213.5mm

+ -rosimea arcului sH( mm

7ezultă:

+ momentul radial 7 1= D

2 ⋅ ( &1−&2 )=

&01

2 . (305−213.5 )=41 Nm

~ 78 ~



+ forţa de debreiere = D ⋅&1−&2

&2−&3

=&01.305−213.5

213.5−61 =540.6 N

Jorţa J determină n secţiunile arcului eforturi unitare axiale ȋ Mt . /eoarece celelalte eforturi ce apar n arc sunt ne-liabile n raport cu efortul ȋ ȋ Mt , atunci calculul de rezistenţă se face numai pentru acest efort

unitar, folosind relaţia:

F ' =

4 . E ⋅ f

(1−G2)⋅ k 1⋅&1

2 ⋅[k 2 ⋅(+−

f

2 )+k 3 ⋅ s ] F ' =20 7Pa

%3.3'unde:

+ ] modulul de elasticitate al materialului+ j + coeficientul lui *oisson+ f ] deformaţia arcului n dreptul diametrului d ȋ (+ s ] -rosimea discului+ # 1, # (, # 3 ] coeficienţi de formă ce au relaţiile

k 1=

1

6 .

(1−&2

&1)2

&1+&2

&1−&2

− 2

"n&1

&2

=1

6 .

(1−213.5

305 )2

305+213.5305−213.5

− 2

"n 305

213.5

=1.5

%3.&'

k 2= 6

6 ⋅"n &1

&2

⋅

( & 1

&2

−1

"n &1

&2

−1

)= 6

6 ⋅"n 150

105

⋅

( 150

105−1

"n 150

105

−1

)=2.08

%3.<'

k 3=

3

6 ⋅ "n &1

&2

⋅( &1

&2

−1)= 3

6 ⋅ "n 150

105

⋅( 150105−1)=2.147

%3.6'

*e baza relaţiilor rezultă efortul unitar maxim:

F 'max= 4 . E ⋅ f

(1−G2)⋅k 1 ⋅&1

2 ⋅[k 2⋅(+−

f

2 )+k 3⋅ s ]= 4 .21000⋅5

(1−0.32)⋅1.5 ⋅305

2 ⋅[2.08 ⋅(5−5

2 )+2.147 ⋅2]=31 7Pa

~ 79 ~



unde s+au considerat:+ hH< mm+ sH ( mm+ fHhH< mm

*entru calculul deformaţiilor n timpul debreierii se folosesc următoarele relaţii: ȋ

E=E&+E2

unde:

+ @1=f ⋅&2−&3

&1−&2

=5 ⋅ 213.5−61

305−213.5=8.33mm

+ @2=; ⋅⋅(&2−&3)

3

24 ⋅ " ⋅ E ⋅ I =

1.315 ⋅ 456 ⋅(213.5−61)3

24 ⋅18 ⋅21000 ⋅6.667 =17.67mm

unde s+au considerat:+ coeficient de formă al lamelei kH1.31<+ numărul de pr-hii z

+ momentul de inerţie al secţiunii lamelei I =b⋅ s

3

12 =

10 .23

12 =6.667mm

4

;tunci deformaţia n timpul debreierii este: ȋ E=E&+E2=.+&;.6;=26 mm

/eformaţia arcului ncărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferinţele de diametre d ȋ 1 şi d( seface după relaţia:

D = 4 . E . s . f

(1−G2)⋅k 1 ⋅&1

2⋅

[( +−f )⋅(+− f

2 )+s2

]%3.='

;ceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului n timpul cuplării. *entru trasarea acestei ȋ

caracteristici deformaţia arcului se va varia de la " pnă la 1.=h. /atele se vor centraliza n tabelul 3.1, şi ȋ

se va trasa caracteristica elastică a arcului.

ab. 3.1 /eformatia arcului functie de forta

f KmmL J K0L f KmmL J K0L" " < 313.(

".< 1!.= <.< (&=.6

1 3&&.< 6 1=.!

1.< &&3.3 6.< 13!.!

( <"1.1 = 1"!.6

~ 80 ~



(.< <(3.6 =.< 1"(.

3 <16.= 1(<.3

3.< &6.& .< 13

& &3.& ! (66

&.< 3=.= !.< 3<3.=

1" &<6

Ji-. 3.1 4aracterisitca de elasticitate a arcului

0 2 4 6 8 10 120

100

200

300400

500

600

$aracteristica de elasticitate a arcului

F (+

f[mm]

%orta[N]

.+ Calc'l'l disc'l'i de &resi'ne

Juncţional discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forţelor de presiune ale arcurilor de presiune pe suprafaţa de frecare. ste o componentă a părţii conducătoare pentru transmiterea

~ 81 ~



momentului, suport pentru arcuri şi masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate 9n procesul patinăriiambreiaului.

*redimensionarea discului de presiune se face din condiţia preluării căldurii revenite 9n timpul patinării ambreiaului.

4onsidernd discul de presiune un corp cilindric cu următroarele dimensiuni:+ 7aza exterioară $ ed =Re+F..81 mm %3.'

+ 7aza interioară $ ,d =R,*F..81 mm %3.!'+ Snălţimea discului hd

*e baza acestor relaţii rezultă:+ 7aza exterioară $ ed =Re+F..81=&82.8+8=&8;.8mm

+ 7aza interioară $ ,d =R,*F..81=2.8*8=;;.8 mm

+ Snălţimea discului

+&= L. α

c . 6 ⋅ J ⋅ A ' .(re&2 −r i&

2 )=

5&187.6⋅ 0.5

500⋅ 6 ⋅12⋅1.2 .(157.52−77.52)=1&.2mm

%3.1"'unde:

+ J

+ masa specifică a discului de presiune J=1.2kg

+ c + căldura specifică a piesei ce se verifică =8%% D/k: %C

+ A B + creşterea de temperatură A B =120

C

+ L + lucrul mecanic pierdut prin frecare

+ $ ed ] raza exterioară a discului+ $ ,d ] raza interioară a discului

+ α +coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru 9ncălzirea piesei

. Calc'l'l disc'l'i cond's

4alculul discului condus constă 9n următoarele:a' Oerificarea canelurilor butucului b' Oerificarea niturilor de fixare a discului propriu+zis de butucc' Oerificarea niturilor de fixare ale -arniturilor de frecared' 4alculul arcurilor elementului elastic suplimentar

a' Oerificarea canelurilor butucului 4anelurile butucului se verifică la forfecare şi strivire exact la fel ca la arborele ambreiaului.

Oerificarea la strivire:

ps=4 ⋅ β ⋅ 7 m

" ⋅ l ⋅+ ⋅(& e+&i)H p sa=25..30

N

mm2

%3.11'

unde:+ z ] numărul de caneluri s+a adoptat ? H(= caneluri

~ 82 ~



+ l ] lun-imea canelurilor se recomandă l=, =3" mm5

+ h ] 9nălţimea canelurilor se adoptă hH( mm + d , + diametrul de fund ale canelurilor+ d e ] diametrul exterior al canelurilor se adoptă d eH(<mm

7ezultă:

ps= 4 ⋅ β ⋅ 7 m

" ⋅ l ⋅+ ⋅(&e+&i)= 4 ⋅525000

27⋅ 30⋅2 ⋅(30+26.5)=23

N

mm2

4anelurile se mai verifică şi la forfecare. fortul unitar la forfecare este dat de relaţia:

B f =4 ⋅ β ⋅ 7 m

" ⋅ l ⋅b ⋅(& e+& i)H B af =25..30

N

mm2

%3.1('

unde:+ z ] numărul de caneluri s+a adoptat ? H(= caneluri+ l ] lun-imea canelurilor se recomandă l=, =3" mm5

+ b ] lăţimea canelurilor se adoptă bH( mm + d , + diametrul de fund ale canelurilor+ d e ] diametrul exterior al canelurilor se adoptă d eH(6.< mm

7ezultă: B f =4 ⋅ β ⋅ 7 m

" ⋅ l ⋅b ⋅(&e+& i)=

4 ⋅525000

27 ⋅30 ⋅2 ⋅(30+26.5)=23

N

mm2

b' Oerificarea niturilor de fixare a discului propriu+zis de butuc

/iscul condus se fixeză cu butucul prin intermediul unor nituri. 0iturile sunt confecţionate din AG3&sau AG 3 şi au un diametru cuprins 9ntre 6.. mm.

0iturile se verifică la strivire şi forfecare.Oerificarea niturilor la forfecare se face după relaţia:

B f =4 ⋅ β ⋅ 7 m

r n ⋅ "n . 3 n

B af =30 N

mm2

%3.13' unde:

+ rn + raza cercului pe care sunt dispuse niturile

+ "n ] numărul de nituri

+ 3n + secţiunea tranversală a nitului

~ 83 ~



Be ale-e diametrul nitului d nH mm, numărul de nituri ? nH(" nituri, 3n= 6 ⋅&n

2

4 =

6 .62

4 =50mm

2

,

$ nH=" mm

7ezultă:

B f =4 ⋅ β ⋅ 7 m

r n⋅ "n . 3n

=4 ⋅525000

20 .50 ⋅80

=26 N

mm2

Oerificarea la strivire se face după relaţia:

ps= 4 ⋅ β ⋅ 7 m

rn ⋅ "n⋅ &n . ln

p sa=80..&0 N

mm2

%3.1&'unde:

+ rn + raza cercului pe care sunt dispuse niturile

+ "n ] numărul de nituri

+ &n + diametrul nitului

+ ln + lun-imea părţii active a nitului

7ezultă: ps= 4 ⋅ β ⋅ 7 m

rn ⋅ "n⋅ &n. ln

= 4 .525000

80 ⋅20 ⋅8 .8=21

N

mm2

c' Oerificarea niturilor de fixare ale -arniturilor de frecare

0iturile de fixare a -arniturii de frecare se verifică deasemenea la forfecare şi strivire. ;cestea suntconfecţionate din acelaşi material ca şi niturile de prindere a discului condus.

d' 4alculul arcurilor elementului elastic suplimentar

;cest calcul se face punnd condiţia ca momentul ) e care comprimă arcurile pnă la opritori să fie, 9n-eneral e-al cu momentul -enerat de forţa de aderenţă ale roţilor motoare ale automobilelor.

7 e=m ⋅. rr ⋅ *

i0⋅ is1

%3.1<'unde:

+ m⋅ sarcina dinamică ce revine punţii motoare

+ * ] coeficient de aderenţă *=0.8

+ rr + raza roţii de rulare

~ 84 ~



+i0 + raportul de transmitere al transmisiei principale

+ is1 ] raportul de transmitere al primei trepte de viteză

7ezultă: 7 e=

m ⋅. rr ⋅ *

i0⋅ is1 =6410 .0.2&7 .0.8

4.5.2.0& =162 Nm .

Jorţa e care solicită un arc este dată de relaţia: D e= 7 e

9 e . 2e

%3.16'

unde:

+ 9 e + numărul arcurilor elementului elastic suplimentar se adoptă

+ 9 e=6 arcuri

+ 2e + raza de dispunere a arcurilor se adoptă 2e=62mm

+

7ezultă: D e= 7 e

9 e . 2e

=162000

6 ⋅62 =435 N .

4apetele arcurilor se spiină 9n ferestre executate 9n disc şi 9n butuc. Gun-imea ferestrei l f se face maimică cu 1<..(") , astfel 9nct la montare arcurile se pretensionează.

*entru dimensiunile ferestrelor se recomandă următoarele dimensiuni: l f H(<..(= mm, Re =&"..6" mm,aH1.&..1.6 mm, 9nclinarea capetelor 1..1..

.- Calc'l'l arborel'i ambreiaG'l'i

/imensionare arborelui ambreiaului se face din condiţia de rezistenţă la torsiune determinată demomentul motor.

/iametrul de predimensionare al arborelui este dat de relaţia:

& i=3

√ β ⋅ 7 m0.2. B a'

%3.1='

unde:&i + diametrul de fund al canelurilor

~ 85 ~



B a' + efortul unitar admisibil la solicitarea de torsiune şi este cuprins 9ntre

B a' =100C120 N

mm2 .

7ezultă diametrul & i=3

√ β ⋅ 7 m0.2. B a'

=3√ 1.5 ⋅525000

0.2. 150 =2&.7 mm

Be adoptă& i=30mm

.

;tt canelurile arborelui şi cele ale butucului trebuie verficate la strivire. Oerificarea la strivire 9ncazul ambreiaului monodisc se face după relaţia:

ps= 4 ⋅ β ⋅ 7 m

" ⋅ l ⋅+ ⋅(&e+&i) p sa=25..35

N

mm2

%3.1'

unde:+ z ] numărul de caneluri s+a adoptat ? H(= caneluri+ l ] lun-imea canelurilor se recomandă l=, =(< mm5

+ h ] 9nălţimea canelurilor se adoptă hH1.< mm + d , + diametrul de fund ale canelurilor+ d e ] diametrul exterior al canelurilor se adoptă d eH(3.< mm

7ezultă:

ps= 4 ⋅ β ⋅ 7 m

" ⋅ l ⋅+ ⋅(&e+&i)= 4 ⋅525000

27⋅ 30⋅2 ⋅(30+26.5)=23 N

mm2

4anelurile se mai verifică şi la forfecare. fortul unitar la forfecare este dat de relaţia:

B f = 4 ⋅ β ⋅ 7 m

" ⋅ l ⋅b ⋅(&e+& i) B af =25..30

N

mm2

%3.1!'

unde:+ z ] numărul de caneluri s+a adoptat ? H(! caneluri+ l ] lun-imea canelurilor se recomandă l=, =3" mm5

+ b ] lăţimea canelurilor se adoptă bH( mm + d , + diametrul de fund ale canelurilor+ d e ] diametrul exterior al canelurilor se adoptă d eH(6.< mm

7ezultă:

~ 86 ~



B f =4 ⋅ β ⋅ 7 m

" ⋅ l ⋅b ⋅(&e+& i)=

4 ⋅525000

27 ⋅30 ⋅2 ⋅(30+26.5)=23

N

mm2

.Calc'l'l elementelor de fi6are i g*idare

Sn timpul rotaţiei discul de presiune este solidar cu volantul motorului, avnd 9n acelaşi timp posibilitate deplasării axiale. ;ceastă le-ătură dintre volant şi discul de presiune se face, de re-ulă, prinintermediul carcasei ambreiaului.

Sn -eneral, 9n cazul ambreiaelor monodisc, discul de presiune se verifică la strivirea suprafeţelor dele-ătură şi carcasă sau dintre disc şi bolţuri.

*resiunea specifică de strivire se determină cu relaţia:

ps=

β ⋅ 7 m

2 ⋅ " ⋅ 3 p sa=10..12

N

mm2

%3.("'unde:+ z ] numărul de reazeme sau bolţturi de -hidare+ 7 ] raza cercului pe care se află bolţurile

+ ; ] aria de strivire 3=a ⋅+

7ezultă: ps= β ⋅ 7 m

2 ⋅ " ⋅ 3=

525000

105 ⋅3 .150=11

N

mm2 >

~ 87 ~



CA3IT(5E5 IV

Calc'l'l i &roiectarea sistem'l'i de acionare al ambreiaG'l'i

Bistemul de acţionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobile deoarece, faţă de sistemul deacţionare mecanic, prezintă o serie de mai multe avantae, cum ar fi:

+ limitează viteza de plasare a discului de presiune la cuplarea ambreiaului şi prin aceastancărcările transmisiei ȋ

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

~ 88 ~



Fn tip de sistem de acţionare hidraulic este prezentat n fi-ura &.1 ȋ

Ji-. &.1 Bistem de acţionare hidraulic al ambreiaului.,K(L

4onform principiului lui *ascal rezultă relaţia:

D 1

D 2=

&1

2

&2

2

%&.1'

unde:+ d & + diametrul cilindrului de acţionare+ d 2 ] diametrul cilindrilui de receptor.

Jorţa 2 se determină plecnd de la forţa de apăsare asupra discurilor:

D 2= D . &c . ef

%&.('Jorţa & n funcţie de forţa de la pedală: ȋ

D 1= D p .a

b

%&.3'

~ 89 ~



nlocuind rezultă forţa la pedală:Ȋ

D p=

D

im .i+ . 1a

%&.&'unde:

+ im + raportul de transmitere mecanic im=( a

b ) ⋅( c

& ) .( e

f )

+ i+ + raportul de transmitere hidraulic i+=( &2

2

&1

1 )+ 1a + randamentul sistemului hidraulic 1a=0.&5-0.&8

4unoscnd cursa totală a manşonului rulmentului de presiune, se determină cursa cilindrului receptor cu relaţia:

s2=sm . c

&

%&.<'

n care ȋ sm=sl⋅ j & .i p .i

%&.6'unde:

+ s l ] cursa liberă a manşonului sl=2..4mm

+ j& + ocul ce trebuie realizat 9ntre fiecare pereche de suprafeţe de frecare pentru o

decuplare completă a ambreiaului

+ i p ] raportul de transmitere al pr-hiilor de debreiere

+ i ] numărul suprfeţelor de frecare.

Be adoptă:sl=3mm

, j&=0.7mm

,i p=1.5

, ,=2.

7ezultăsm=sl⋅ j & .i p .i=3 .0.7 .1.5 .2=6.3mm

Be poate calcula cursa cilindrului receptor:

s2=sm .

c

& =6.3

.2

=12.6

mm cu

c

&=2

.

4unoscnd cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ n cilindrul receptor: ȋ

/ 2=s2 . 6 ⋅ &2

2

4

%&.='

~ 90 ~



Be adoptă un diametru al cilindrului receptor ca fiind d 2=% mm.

;tunci rezultă: / 2=s2 . 6 ⋅ &2

2

4 =12.6 ⋅

6 ⋅302

4 =8&07mm

3

.

/eoarece presiunea de lucru este redusă şi conductele de le-ătură dintre cilindri au lun-imeredusă, se poate considera că volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considerae-al cu volumul de lichid -enrat de pistonul pompei receptoare, V &=V 2.

*e baza acestei ipoteze se calculează cursa cilindrului pompei centrale cu relaţia:

s1=4 ⋅/ 2

6 ⋅ &1

2

%&.'

;le-em un raport dintre&2

&1

=2⇒&1=&2

2 =

30

2 =15mm .

4u acesta rezultă:s1=

4 ⋅/ 2

6 ⋅ &1

2 =4 .8&07

6 ⋅152 =50mm

.

4ursa totală a pedalei 3 p a ambreiaului este:

! p=s1 ⋅a

b150..180mm

%&.!'

Be adoptăa

b=2.5 , rezultă ! p=s1 ⋅

a

b=50 ⋅2.5=125mm<150-180mm >

Jorţa la pedală nu trebuie să depăşească 1<..(< da0, deoarece consumul prea mare de efort fizicduce la obosirea excesivă a conducătorului auto.

Jorţa la pedală este: D p=

D

im .i + . 1a

= 7600

10 ⋅ 4 ⋅0.&8=1&0 N =1&&aN <20&aN >

unde s+au considerat

+ raportul de transmitere mecanic im=10

+ raportul de transmitere hidraulic i+=4

+ randamentul sistemului hidraulic 1a=0.&8 .

4arcasa ambreiaului se monteaza pe volant si serveste drept structura de rezistenta pentru

asamblarea celorlalte componente ale partii conducatoare a ambreiaului.

4arcasa ambreiaului este realizată din tabla de otel de -rosime (,< ] & cm. prin deformare larece. Jorma si dimensiunile sunt determinate de caracteristicile constructive si functionale ale

~ 91 ~



ambreiaului. rebuie avuta 9n vedere si ventilarea ambreiaului pentru a intensifica evacuareacaldurii din piesele care se incalzesc in perioada patinarii acestuia.

Proiect Automobile l Microbuz

Documents

Transcript of Proiect Automobile l Microbuz