Proiect Automobile

download Proiect Automobile

of 77

  • date post

    16-Jul-2015
  • Category

    Documents

  • view

    489
  • download

    8

Embed Size (px)

Transcript of Proiect Automobile

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTIFACULTATEA DE TRANSPORTURIAUTOMOBILE I-proiect- Conducator Proiect: Student:Valerian Croitorescu Iordan Cristian Grupa:8303a1Tem de proiect la AUTOMOBILE IS se efectueze proiectarea general , funcional, privind dinamica traciunii i ambreiajul pentru un automobil avnd urmatoarele caracteristici: Tipul automobilului..autoutilitar; Caroseriade personae si platform deschis; Numar de persoane (locuri)...6; Masa util constructiv a platformaei..............800 kg; Viteza maxim in palier...160 km/h; Panta maxim...32%; Tipul motorului..........MAC; Traciune....4X2 fa;2MEMORIU TEHNIC JUSTIFICATIV1. Alegereaunuinumaradecvat demodelesimilaredeautomobile(minim5), analiza particularitilor lor constructive i a principalelor caracteristici dimensionale, masice i energetice.Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta conform cerintelor temei.2. Predeterminareaprincipalilor parametrii dimensionali i masici ai automobilului de proiectat i a subansamblurilor acestuia.3. Predeterminarea formei i a dimensiunilor spaiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere.4. ntocmirea schiei de organizare general a automobilului de proiectat.5. Determinarea poziiei centrului de mas al automobilului att la sarcin util nul, ct ilasarcinutilconstructivmaxim. Determinareancrcrilorlapuniiaparametrilorce definesc capacitatea de trecere i stabilitatea longitudinal, n strns legtur cu panta maxim impus prin tem.6. Alegerea anvelopelor i a jantelor.7. Determinareacoeficientului derezisten larulareapneurilor, acoeficientului de rezisten a aerului, a ariei maxime a seciunii transversale i a randamentului transmisiei.8. Determinarearezistenelor lanaintarei aputerilor corespunztoarenfunciede viteza autovehiculului.9. Predeterminarea i definitivarea caracteristicii de turaie la sarcin total a motorului din condiia de vitez maxim n palier, alegerea motorului i precizarea principalilor parametrii ai motorului ales.10. Predeterminareai definitivarearaportului detransmitereal transmisiei principale. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze.Materialul grafic cuprinde:1.Schia de organizare general a automobilului.2.Desenul de ansamblu sumar al automobilului n 3 vederi.3.Reprezentri grafice pentru: Variaia rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare n funcie de vitez; Caracteristica de turaie la sarcin total a motorului teoretic; Caracteristica de turaie la sarcin total relativ pentru 2 motoare similare i pentru motorul theoretic; Caracteristica de turaie la sarcin total a motorului ales; Caracteristica de definitivare a raportului de transmitere al transmisiei principale.3Cap. 1 Alegerea modelelor similarePentru construirea tipului de autoutilitara impus prin tem este necesar s se studieze soluiile adoptate de constructorii din industria auto.Autoutilitara impus prin tem este una folosit pentru lucrrile din sectorul agricol, constructiilor, serviciilor, dar si pentru transportul echipelor de interventii si reparatii, de aceea ea trebuie s permit transportarea unui numr suficient de mare de persoane, dar si un spaiu suficient petru diferite incrcturi sau echipamente necesare. Modele similare i motorizrile acestora:1. VW Transporter T30 2.0 TDI Pick-UP Double Cab 2. GAZelle 3302323.4.5.6.7.8.Cap. 1.1 Analiza unor modele similare de autovehiculeDinbibliografieamextrasdateletehnicealeautoutilitarelor ceseincadrauinparmetrii stabilii. Tab.1.1 Modele similare de autovehiculen tabelul 1.1 sunt prezentate modelele similare alese.Ele se caracterizeaz prin faptul c toate sunt autoutilitare, au caroseria de tip cabin dubl cu platform deschis, au motoare MAC, au formula rotilor 4x2, dispun de un numar de 6 locuri i au o vitez maxim n palier pn in 160 km/h.Nr. Crt.Modele asemanatoare CaroserieMasa proprie [kg]Viteza maxima [km/h]1 VW Transporter T30Cabina dubla si platform deschis1714 1442 GAZelle 330232Cabina dubla si platform deschis2220 13034567845Cap. 1.2 Analiza particularitilor constructive ale modelelor similare aleseConstructorii de autovehicule au realizat echiparea modelelor cu diferite sisteme si asambluri care s ndeplineasc anumite funcii, urmarinduse in special ca amplasarea lor ct mai ergonomic i eficient.ntabelul 1.2sunt ilustrate solutiile gasite ale modelelor anterioare pentruamplasarea motorului, tipulschimbatorului deviteze,dimensiunileanvelopelor,capacitatearezervoruluide cobustibil, puntea motoare, numarul de uiTab.1.2. Particularitati constructive ale autoturismelor comparateDin Tab.1.2. se pot observa urmatoarele soluii adaptate:- toate modelele au motorul amplasat fata, transversal;- toate modelele au aceasi punte motoare;- toate modelele au numarul de trepte a schimbatorului de viteze acelai;- toate modelele au 6 locuri;- numrul de ui difer.Nr.crt. Modele asemanatoare Amplasare motorPunte motoareTransmisieNr. LocuriNr. UsiDimensiunile anvelopelor1 VW Transporter T30 fata-4 in linie fa 5+1 viteze, manual 6 4 205/65R162 GAZelle 330232 fata-4 in linie fa 5+1viteze, manual 6 2 185/75R163456786Cap. 1.3 Analiza principalilor parametrii dimensionalin tabelul 1.3 sunt ilustrati principalii parametrii dimensionali exteriori: lungimea, limea, nlimea ct i dimensiunile care reflect organizarea: ampatament, ecartament fata, ecartament spate, suprafata utila a platformei i garda la sol.Tab.1.3. Principalele caracteristici dimesionale ale autovehiculelor comparateNr. Crt.Modele asemanatoareL[mm]l[mm]h[mm]A[mm]E [mm]F/SSuprafaa platformei[m^2]garda la sol [mm]1 VW Transporter T30 5476 1994 1963 3400 1628/1637 4,2 1652 GAZelle 330232 6295 2095 2200 3500 1700/1784 6,4 170345678Legend: L = lungimel = limeh = nlimeA = ampatamentEf = ecartament faEs = ecartament spateDin Tab.1.3. se pot observa urmatoarele soluii adaptate:7-la toate modelele similare ecartamentul spate este mai mare dect ecartamentul fa pentru un spaiu de ncrcare ct mai mare;-garda la sol este mare la toate modelele, variind n jurul valorii de 170 mm.Cap. 1.4 Analiza principalilor parametrii masiciDinbibliografieamextrasdateletehnicealeautoutilitarelor ceseincadrauinparmetrii stabilii..Tab.1.4. Principalele caracteristici masice ale autovehiculelor comparateNr.crt Modele asemanatoare m0[kg] mu [kg] ma [kg] m0/np[kg/pers]ma/np[kg/pers]1 VW Transporter T30 1714 1011 2725 1,69 285.6 454.12 GAZelle 330232 2200 1280 3480 1,71 366,6 5803456878Legenda:m0 = masa propriemu = masa maxima util ma = masa total autorizat = coeficientul de tar np = numr de persoane Din Tab.1.4. se pot observa urmatoarele soluii adaptate: - masa proprie a autoturismelor este asemanatoare la toate modelele studiate;- coeficientul de tar este asemanator deoarece automobilele au aceiai destinaie i anume autoutilitar.9Cap. 1.5 Analiza parametrilor energeticiDatele din tabelul urmator au fost extrase pe baza surselor din bibliografie, i anume site-urile constructorilor.Tab.1.5. Principalele caracteristici energeticeNr. Crt.Modele asemanatoareVmax [km/h]cilindree [cm3]Pmax [kw]nPmax [rot/min]Mmax [Nm]nMmax [rot/min]consum mixt0 -100km/h [s]emisii CO2 [g/km]P/m0 P/ma1 VW Transporter T30 144 1968 75 3500 250 2000 7,5 15,9 198 0,043 0,0272 GAZelle 330232 130 2637 85 3800 260 2200 8,5 - - 0,038 0,024345678Legend: Vmax = viteza maxim constructiv Pmax = puterea maximnPmax = turaia de putere este maxim Mmax = momentul motor maxim nMmax = turaia de moment motor este maxim mo = masa propriema = masa total autorizat- se observ din Tabelul 1.5. ca toate modelele au viteza maxim pana n 160 km/h- cilindreea variaza intre 1968 2637 cm3, dar puterea este asemanatoare, n jurul valorii de 80 kW;- fiind motoare cu aprindere prin comprimare turaia puterii maxime este in jurul valorii de 3600 rpm, iar turaia momentului motor maxim variaz n jurul valorii de 2000 rpm.- momentul maxim este in jurul valorii de 250 Nm;- raporturile putere/greutate sunt corecte pentru acest tip de autovehicule cu variaii n jurul valorii de 0.40, respectiv 0.25.10Observaii i concluzii capitolul 1Deoarecesunt dinaceeai clasmodelelesimilareaucaracteristici apropiate, identicen unele situaii datorate alianelor ntre constructori.1. toate modelele similare sunt create cu soluia constructiv totul fa2. toate modelele similare au cutii de viteze cu 5 trepte3. numrul uilor variaz de la 3 ui la 5 ui4. dimensiunile exterioare variaz puin, cu maxim 10 %5. garda la sol are o valoare mare, n jurul a 170 mm6. masa proprie a modelelor similare este asemntoare cu mici variaii7. cilindreea motoarelor modelelor similare este variat, de la 1422 cm3la 1997 cm3, dar puterea este asemntoare8. turaia puterii maxime variaz n jurul valorii de 1800 rpm9. momentul motor maxim al modelelor similare este apropiat, n jurul valorii de 200 Nm cu un maxim de 250 NmBibliografie capitolul 11. www.carfolio.com2. www.fiat.ro3. www.peugeot.ro4. www.renault.ro115. www.volkswagen.ro6. www.opel.ro7. www.citroen.ro8. www.skoda.ro9. www.ford.ro Cap 2. Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si masiciPentruaputeastabili principalii parametrii dimensionali, masici i energetici sefolosesc histogramele ncareseevideniaz limitele inferioarei superioarentrecaresencadreaz majoritatea modelelor similare. n urma acestor histograme se aleg principalele caracteristici ale automobilului de proiectat.n cadrul expresiei (2.1) este evideniat modul n care se calculeaza numrul de intervale n care se ncadreaza modelele similare. 01 3, 322lg' ''N ntNN nkt++ (2.1)Se alege k = 5, n urma calculelor efectuate rezultnd 5 intervale ale parametrilor din care se aleg principalii parametrii ai automobiluilui impus prin tem.1.Histograma H.1 masa proprie a automobiluluiConform tabelului 1.1 se creeaz histograma pentru masa proprie a automobilului.12Masa proprie2320100,511,522,533,51250-1320 1320-1390 1390-1460 1460-1530 1530-1600Din histograma 1 se observ c cele mai multe modele similare au masa proprie ntre valorile 1320 1390 kg. Aleg masa proprie a automobilului m0 = 1350 kg.2.Histograma H.2 viteza maxim a automobiluluiConform tabelului 1.1 se creeaz histograma pentru viteza maxim a automobilului.Viteza maxima1024100,511,522,533,544,5140-147 147-154 154-161 161-168 168-175Dinhistograma2seobservcacelemai multemodelesimilareauvitezamaximntre valorile 161 168 km/h. Aleg viteza maxim a automobiluluiVmax = 165 km/h.133.Histograma H.3 lungimea automobiluluiConform tabelului 1.3 se creeaz histograma pentru lungimea automobilului.Lungime2401 100,511,522,533,544,54200-4307 4307-4414 4414-4521 4521-4628 4628-4735Din histograma 3 se observ ca cele mai multe modele similare au lungimea ntre valorile 4307 4414 mm. Aleg lungimea automobiluluiL = 4350 mm.4.Histograma H.4 limea automobiluluiConform tabelului 1.3 se creeaz histograma pentru limea automobilului.Latimea2104100,511,522,533,544,51650-1690 1690-1730 1730-1770 1770-1810 1810-1850Din histograma 4 se observ c cele mai multe modele similare au limea ntre valorile 1770 1810 mm. Aleg limea automobiluluil = 1790 mm.5.Histograma H.5 nlimea automobilului14Conform tabelului 1.3 se creeaz histograma pentru nlimea automobilului.Inaltimea10 0700123456781600-1660 1660-1720 1720-1780 1780-1840 1840-1900Din histograma 5 se observ c cele mai multe modele similare au nlimea ntre valorile 1780 1840 mm. Aleg nlimea automobiluluih = 1800 mm.6.Histograma H.6 ampatamentul automobiluluiConform tabelului 1.3 se creeaz histograma pentru ampatamentul automobilului.Ampatament250 0101234562600-2680 2680-2760 2760-2840 2840-2920 2920-3000Dinhistograma6seobservccelemai multemodelesimilareauampatamentul ntre valorile 2680 2760 mm. Aleg ampatamentul automobiluluiA = 2720 mm.157.Histograma H.7 encartamentul fa al automobiluluiConform tabelului 1.3 se creeaz histograma pentru encartamentul fa al automobilului.Ecartament fata1 104200,511,522,533,544,51400-1430 1430-1460 1460-1490 1490-1520 1520-1550Din histograma 7 se observ c cele mai multe modele similare au encartamentul fa ntre valorile 1490 1520 mm. Aleg encartamentul fa al automobiluluiEf = 1500 mm.8.Histograma H.8 encartamentul spate al automobiluluiConform tabelului 1.3 se creeaz histograma pentru encartamentul spate al automobiluluiEcartament spate1025001234561400-1440 1440-1480 1480-1520 1520-1560 1560-1600Din histograma 8 se observ c cele mai multe modele similare au encartamentul spate ntre valorile 1520 1560 mm. Aleg encartamentul spate al automobiluluiES = 1540 mm.9.Histograma H.9 garda la sol a automobilului16Conform tabelului 1.3 se creeaz histograma pentru garda la sol a automobilului.Garda la sol1023200,511,522,533,5135-145 145-155 155-165 165-175 175-185Din histograma 9 se observ c cele mai multe modele similare au garda la sol ntre valorile 165 175 mm. Aleg garda la sol a automobiluluigarda la sol = 170 mm.10. Histograma H.10 masa util a automobiluluiConform tabelului 1.4 se creeaz histograma pentru masa util a automobiluluiMasa utila20 02400,511,522,533,544,5600-640 640-680 680-720 720-760 760-800Din histograma 10 se observ c cele mai multe modele similare au masa util ntre valorile 760 800 kg. Aleg masa util a automobiluluimu = 780 kg.11. Histograma H.11 masa total a automobilului17Conform tabelului 1.4 se creeaz histograma pentru masa total a automobiluluiMasa totala1032 200,511,522,533,51800-1880 1880-1960 1960-2040 2040-2120 2120-2200Din histograma 11 se observ c cele mai multe modele similare au masa total ntre valorile 1960 2040 kg. Aleg masa util a automobiluluima = 2000 kg.12. Histograma H.12 cilindreea automobiluluiConform tabelului 1.5 se creeaz histograma pentru cilindreea automobilului.Cilindreea2120300,511,522,533,51400-1520 1520-1640 1640-1760 1760-1880 1880-2000Din histograma 12 se observ c cele mai multe modele similare au cilindreea ntre valorile 1880 2000 cm3. Aleg cilindreea automobiluluicilindreea = 1960 cm3.13. Histograma H.13 puterea maxim a automobilului18Conform tabelului 1.5 se creeaz histograma pentru puterea maxim a automobilului.Puterea maxima1303100,511,522,533,555-61 61-67 67-73 73-79 79-85Din histograma 13 se observ c cele mai multe modele similare au puterea maxim fie ntre valorile 61 76 kw, fie ntre valorile 73 79 kw. Pentru o mas util ct mai mare i o rulare ct mai bun cu o vitez maxim apropiat de cea determinat n histograma H.2 aleg puterea maxim a automobiluluiPmax = 76 kW.14. Histograma H.14 momentul motor maxim al automobiluluiConform tabelului 1.5 se creeaz histograma pentru momentul motor maxim al automobilului.Momentul maxim3201200,511,522,533,5190-204 204-218 218-232 232-246 246-260Din histograma 14 se observ c cele mai multe modele similare au momentul motor maxim ntre valorile 190 204 Nm. Aleg momentul motor maxim al automobiluluiMmax = 200 Nm.1915. Histograma H.15 consumul mixt al autovehicululuiConform tabelului 1.5 se creeaz histograma pentru consumul mixt al automobilului.Consumul mixt30 05001234565-5,25 5,25-5,5 5,5-5,75 5,75-6 6-6,25Dinhistograma 15se observ c cele mai multe modele similare au consumul mixt ntre valorile 5.75 6 l/100 km. Aleg cunsumul mixt al automobiluluiconsum mixt = 5.8 l/100 km.16. Histograma H.16 emisii CO2 ale automobiluluiConform tabelului 1.5 se creeaz histograma pentru emisiile de CO2 ale automobilului.Emisii CO21203200,511,522,533,5130-136 136-142 142-148 148-154 154-160Dinhistograma16seobservccelemaimulte modele similare auemisii de CO2ntre valorile 148 154 g/km. Aleg emisiile de CO2 ale automobiluluiemisii CO2 = 150 g/km.2017. Histograma H.17 turaia la puterea maxim a automobiluluiConform tabelului 1.5 se creeaz histograma pentru turaia la puterea maxim a automobilului.Turatia la puterea maxima1 150101234563400-3620 3620-3840 3840-4060 4060-4280 4280-4500Din histograma 17 se observ c cele mai multe modele similare au puterea maxim la o turaie ntre valorile 3840 4060 rpm. Aleg turaia la puterea maxim a automobiluluinPmax = 3950 rot/min.18. Histograma H.18 turaia la momentul maxim al automobiluluiConformtabelul 1.5 se creeaz histograma pentru turaia la momentul maximal automobilului.Turatia la momentul maxim3202100,511,522,533,51700-1850 1850-2000 2000-2150 2150-2300 2300-2450Din histograma 18 se observ c cele mai multe modele similare au momentul motor maxim la o turaie ntre valorile 1700 1850 rpm. Aleg turaia la moemntul motor maximal automobilului21nMmax = 1800 rot/min.19. Histograma H.19 acceleraia automobilului 0 100 km/hConform tabelului 1.5 se creeaz histograma pentru acceleraia automobilului pn la viteza de 100 km/h.Acceleratia2131 100,511,522,533,512-13 13-14 14-15 15-16 16-17Din histograma 19 se observ c cele mai multe modele similare au o acceleraie pn la viteza de 100 km/h cuprins ntre valorile 14 15 s. Aleg acceleraia automobilului 0 100 km/hacc. 0 100 km/h = 14.5 s. Observaii i concluzii capitolul 2n urma analizei tuturor parametrilor ale modelelor similare se aleg principalii parametri ai automobilului deproiectat. Se stabilesc intervale ncare sencadreaz acesti parametri, iar parametrii automobilului de proiectat se stabilesc n aceste intervale.n concluzie vom avea un automobil cu principalii parametri astfel:1. mo = 1350 kg2. Vmax = 165 km/h3.L = 4350 mm4.l = 1790 mm5.h = 1800 mm6.A = 2720 mm7. Ef = 1500 mm8. Es = 1540 mm9.garda la sol = 170 mm2210.mu = 780 kg11.ma = 2000 kg12.cilindreea = 1960 cm313.Pmax = 76 kw14.Mmax = 200 Nm15. consum mixt = 5.8 l/100 km16.emisii CO2 = 150 g/km17.nPmax = 3950 rot/min18.nMmax = 1800 rot/min19. acceleraia 0 100 km/h = 14.5 sBibliografie capitolul 21. www.carfolio.com2. www.fiat.ro3. www.peugeot.ro4. www.renault.ro5. www.volkswagen.ro6. www.opel.ro7. www.citroen.ro8. www.skoda.ro9. www.ford.ro Cap 3. Predeterminarea formei i a dimensiunilor spaiului util233.1 Determinarea formei si a spatiului util, inclusiv a interiorului spatiului de conducere3.1.1Principalele dimensiuni interioare ale automobilelor Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmtoarelor caracteristici dimensionale:a) Organizarea i dimensiunile postului de conducere;b) Amplasarea scaunului pentru pasageri dimensiunile acestuia;c) Dimensiunile volumului util (furgon);d) Dimensiunile impuse de construcia i organizarea automobilului. Organizareai dimensiunile postului de conducere, amplasarea scaunului pentru pasager se stabilesc i se verific cu ajutorul manechinului bidimensional.3.1.2Manechinul bidimensional i postul de conducere.Manechinul bidimensionalseexecut lascar dinfoliededural sauplasticacrylici reprezint conturulfizic al unui adult de sex masculin.Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor picioruluilspentru gamb i lt pentru coaps, deoarece s-a constatat c dimensiunile torsului variaz nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificaia acestui procentaj esteurmatoarea: pentrumanechinul cuprocentaj 90inseamnacdintr-unnumrde aduli, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls i lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 50, 50% din numarul deaduli aulungimilesegmentelor lsi lt mai mici saucel mult egaleculungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin,pentru manechinul cu procentaj 10, 10% din numarul deaduli aulungimilesegmentelor lsi lt mai mici saucel mult egaleculungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin. Numarul de adulti s-a stabilit dupa criterii statice.Tabel 3.1 Tipodimensiunile manechinelor bidimensionaleTipodimensiunea manechinului[procentaje]10 50 90ls[mm] 390 417 444lt [mm] 408 432 45624Fig.3.1 Manechinul bidimensional amplasat la postul de conducere [www.scritube.ro]Poziiamanechinului pescaunul soferului estedefinitdedimensiunileasi b(poziia articulatiei Ha oldului fa de partea vertical a panoului despritor de compartimentul motorului, respectiv fa de podea), de unghiul dintre axa torsului rezemat pe scaun i verticala) i carereprezintunghiurileprincipalelor articulaii (old, genunchi i respectivglezn) ale manechinului bidimensional. Manechinul n aceast poziie este prezentat n figura de mai sus.Manechinul bidimensional este construit la dimensiunile maxime tocmai pentru a cuprinde ntreaga gam de dimensiuni ale posibilului conducator auto.Avem tabelul de valori recomandate pentru , , , :Tabel 3.2 Amenajarea interioar a autoturismelorTipul automobilului Autocamion Autoturism 20-30 20-30 95-120 60-110 95-120 80-170 90-110 75-130n cazul autoturismelor, cabina pentru pasageri este amplasat la mijloc totdeauna, pentru ca acestia s fie ct mai bine protejati contra accidentrii.Caroseriadesecuritateseobineprinurmtoarelemsuri: rigidizareaconstruciei fr reducerea vizibilitii, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan i pereii laterali, montarea unor mnere pentru ui i macarale pentru geamuri fr proeminene, montarea unor air-bag-uri 25frontale i/sau laterale, tapisarea butucului volanului, a bordului i a parasolarelor, folosirea unei coloanededirecietelescopicei aunui volanuor deformabil ndirecieaxial, montarea parbrizului astfel nct la deformarea caroseriei geamul s sar n exteriorul automobilului.Dimensiunile principale ale postului de conducere i limitele de amplasare a organelor de comand manual la autoturisme i vehicule utilitare se aleg conform STAS 6689/1-81, astfel nct acestea sfie npermanenn razade aciune determinat de dimensiunile antropometrice ale conductorului.n figura 3.2 sunt prezentate, dup recomandarile STAS 12613-88, dimensiunile postului de conducere, iar n tabelul 3.3 sunt prezentate limitele de modificare ale acestor mrimi.Punctul R (fig. 3.2), definete punctul de referin al locului de aezare (al scaunului) i reprezint centrul articulatiei corpului i coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS R 10666/3-76 i regulamentului nr. 35 ECE-ONU. Punctul R este un punct stabilit consecutiv de ctre producator i indicat pentru fiecare scaun determinat n raport cu sistemul de referin.n ceea ce privete postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului fa de comenzi, se aplic metoda recomandat de STAS 12613-88 i norma ISO 3958-77. R

Fig. 3.2 Dimensiunile postului de conducere [www.scritube.ro]Tabel 3.3 Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducereNr crtDimensiunea Limita de modificare Valoarea aleasa1 Unghiul de inclinare spre inapoi 933 142Distanta verticala de la punctul R la punctul calcaiului, Hz[mm]130320 3203 Cursa orizontala al punctului R[mm], Hx Min 130 7704 Diametrul volanuluiD[mm] 330600 3305 Unghiul de inclinare a volanului 1070 456Distanta orizontala intre centrul volanului, Wx660152 6547Distanta verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului, Wz[mm]530838 53026Observaii i concluzii capitolul 31. Caracteristicilespaiuluiinterior al aunui automobil se stabilesc lucrnd cu maimulte tipuri de manechine bidimensionale, acestea fiind ct mai aproape de dimensiunile unui om.2. Exist 3 tipuri de manechine, difereniate prin lungimea piciorului, deoarece dimensiunea torsului variaz insesizabil.3. Cabina pentru pasageri este situat ct mai n mijloc i aceasta este securizat i ntrit prin diverse metode.4. Dimensiunileinterioaretrebuiesrespecteanumitelimitedesiguran, frdecare automobilul nu ar putea fi legal.Bibliografie capitolul 31. www.scritube.ro2. memoriu tehnic prezentat n cadrul seminarului27Cap 4. ntocmirea schiei de organizare generalncapitolul 4, ntocmirea schiei de organizare general, se deseneaz automobilul de proiectat la scara 1:1, se stabilesc principalele dimensiuni exterioare i se coteaz pe desen i se simbolizeaz principalele subansambluri ale automobilului.Fig. 4.1 Principalele dimensiuni exterioare ale automobilului de proiectat28Fig 4.2 Schia de organizare general a automobiluluiLegend:1 radiator; 2 baterie de acumulatori + instalaia electric ; 3 motor;4 sistemul de direcie; 5 sistemul de frn; 6 schimbtorul de viteze ; 7 scaun ofer + scaun pasager; 8 rezervor ;9 roat de rezerv; 10 puntea fa + roi fa; 11 puntea spate + roi spate29Bibliografie capitolul 41. www.carfolio.com2. www.skoda.ro3. memoriu tehnic prezentat la seminar30Cap. 5 Determinarea poziiei centrului de mas al autovehiculului. Verificarea stabilitii longitudinale5.1 Determinarea poziiei centrului de mas al autovehicululuiPentru aflarea centrului de mas al automobilului este necesar s se afle centrul de mas al fiecrui subansamblu i centrul de mas al caroseriei att la sarcin util nul ct i la sarcin util maxim.Centrul demasalautomobilului estedatderelaiile(5.1)i(5.2)ncaremjestemasa subansamblului j n kilograme, iar xj i zj sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j fa de sistemul de referin XOZ, ales n milimetri.11Nsj jjG Nsjjx mxm (5.1)i11Nsj jjG Nsjjz mzm (5.2) Fig. 5.1 Principalele subansambluri ale caroseriei i centrele lor de greutateLegendG1 aripi fa G2 capot motor G3 parbriz G4 plafon + stlpiG5 furgon G6 ui fa G7 aripi spate G8 lonjeroane + podeaG9 puntea fa + roi fa G10 puntea spate + roi spate31Fig. 5.2 Principalele subansambluri ale autovehicului i centrele lor de greutateLegend:1 radiator; 2 baterie de acumulatori + instalaia electric ; 3 motor;4 sistemul de direcie; 5 sistemul de frn; 6 schimbtorul de viteze ; 7 scaun ofer + scaun pasager; 8 rezervor ;9 roat de rezerv; 10 puntea fa + roi fa; 11 puntea spate + roi spateTab 5.1 Principalele subansambluri i participarea lor la masa caroseriei cnd sarcin util este nulNr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Participare [%]1 lonjeroane+podea 200 32,32 plafon+stalpi 100 16,13 aripi spate 120 19,44 parbriz 10 1,65 aripi fata 60 9,76 capota fata 20 3,27 furgon 50 8,18 portiere fata 60 9,732Total - 620 100Atunci cnd sarcina util este nul masa total a coroseriei este de mcar = 620 kg, cel mai greu subansamblu fiind lonjeroanele + podeaua iar cel mai uor fiind capota fa. Greutatea furgonului este redus, de 50 kg.Tab. 5.2 Principalele subansambluri i participarea lor la masa caroseriei cnd sarcin util este maximNr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Participare [%]1 lonjeroane+podea 200 32,32 plafon+stalpi 100 16,13 aripi spate 120 19,44 parbriz 10 1,65 aripi fata 60 9,76 capota fata 20 3,27 furgon 700 112,98 portiere fata 60 9,7Total - 1270 100Atunci cnd sarcina util este maxim masa total a coroseriei este de mcar= 1270 kg, cel mai uor subansamblu este tot capota fa dar de data aceasta cel mai greu este furgonul. Deoarece acesta reprezinta spaiul n care se transport toat lasa util pe care o poate transporta automobilul, masa acestuia este acum 700 kg.Tab.5.3 Poziia centrului de greutate al caroseriei la sarcin util nulNr.crt. Denumire subansambluMasa [kg]Poziia subansambluluim*x m*zX Z1 lonjeroane+podea 200 1255 276 251000 552002 plafon+stalpi 100 1252 1397 125200 1397003 aripi spate 120 2338 642 280560 770404 parbriz 10 696 1223 6960 122305 aripi fata 60 -182 582 -10920 349206 capota fata 20 -214 842 -4280 168407 portbagaj 50 2513 1413 125650 706508 portiere fata 60 -182 582 -10920 34920Total - 620 763250 441500Conform figurii 5.1 se determin coordonatele centrului de greutate al fiecarui subansamblu, iar centrul de mas al caroseriei se determina cu formulele 5.1 i 5.2.n concluzie centrul de mas al caroseriei la sarcin util nul are coordonatele: xGcarmin=1231,048 mm i zGcarmin=712,096 mm33Tab.5.4 Poziia centrului de greutate al caroseriei la sarcin util maximNr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Poziia subansamblului m*x m*zX Z1 lonjeroane+podea 200 1255 276 251000 552002 plafon+stalpi 100 1252 1397 125200 1397003 aripi spate 120 2338 642 280560 770404 parbriz 10 696 1223 6960 122305 aripi fata 60 -182 582 -10920 349206 capota fata 20 -214 842 -4280 168407 portbagaj 700 2513 1413 1759100 9891008 portiere fata 60 -182 582 -10920 34920Total - 1270 2396700 1359950Conform figurii 5.1 se determin coordonatele centrului de greutate al fiecarui subansamblu, iar centrul de mas al caroseriei se determina cu formulele 5.1 i 5.2.n concluzie centrul de mas al caroseriei la sarcin util maxim are coordonatele: xGcarmax = 1887,165 mm i zGcarmax = 1070,827 mmTab 5.5 Tabel centralizator pentru determinarea poziiei centrului de mas al autoturimului la sarcin util nulNr.crt. Denumire subansambluMasa [kg]Poziia ansambluluim*x m*zX [mm] Z [mm]1 caroserie 620 1556,79 980,13 965209,8 607680,62 motor complet echipat 200 -213 584 -42600 1168003 roti(4) 60 1251 319 75060 191404 punte fata 100 0 287 0 287005 punte spate 100 2424 287 242400 287006 schimbator de viteze 40 367 602 14680 240807 sistem de directie 20 503,99 698,26 10079,8 13965,28 sistem de evacuare 20 1215 276 24300 55209 bancheta + spatar 0 0 0 0 010 scaune fata 40 1249 696 49960 2784011 roata de rezerva 20 3074 396 61480 792012transmisialongitudinala + diferential40 367 602 14680 2408013 rezervor 20 2401 519 48020 1038014 bateria de acumulatori 20 -470 503 -9400 1006015 radiator 20 -662 525 -13240 1050016 lichid racire + ulei 20 -134 765 -2680 1530017 sistem de franare 20 173 843 3460 16860Total - 1360 1441410 967525,834Centrul de mas al automobilului la sarcin util nul se afl n urma observaiilor fcute la fig. 5.2 i la tabelul 5.3. n concluzie centrul de mas al automobilului la sarcin util nul are coordonatele:xGmin = 1059,86 mm i zGmin = 711,422 mm.Tab 5.6 Tabel centralizator pentru determinarea poziiei centrului de mas al autoturimului la sarcin util maximNr.crt. Denumire subansambluMasa [kg]Poziia ansambluluim*x m*zX [mm] Z [mm]1 caroserie 1270 1556,79 980,13 1977123 12447652 motor complet echipat 200 -213 584 -42600 1168003 roti(4) 60 1251 319 75060 191404 punte fata 100 0 287 0 287005 punte spate 100 2424 287 242400 287006 schimbator de viteze 40 367 602 14680 240807 sistem de directie 20 503,99 698,26 10079,8 13965,28 sistem de evacuare 20 1215 276 24300 55209 bancheta + spatar 0 0 0 0 010 scaune fata 40 1249 696 49960 2784011 roata de rezerva 20 3074 396 61480 792012transmisialongitudinala + diferential40 367 602 14680 2408013 rezervor 20 2401 519 48020 1038014 bateria de acumulatori 20 -470 503 -9400 1006015 radiator 20 -662 525 -13240 1050016 lichid racire + ulei 20 -134 765 -2680 1530017 sistem de franare 20 173 843 3460 16860Total - 2010 2453323 1604610Centrul de mas al automobilului la sarcin util maxim se afl n urma observaiilor fcute la fig. 5.2 i la tabelul 5.4. n concluzie centrul de mas al automobilului la sarcin util maxim are coordonatele:xGmax = 1220,56 mm i zGmax = 798,31 mm.355.2 Determinarea ncrcrilor la punincrcrile statice la cele dou puni, avnd n vedere cele 2 situaii de ncrcare vor fi:1.mu = 0 kg01,0 002,0 01610*1420 52643501110*1420 3624350bG G kgLaG G kgL (5.3)2.mu = 780 kg1 02 01450*2000 66743501270*2000 5844350bG G kgLaG G kgL (5.4)ncrcrile la roat n cele 2 situaii vor fi:1.mu = 0 kg121252626323621812ppppGZ kgNGZ kgN (5.5)2.mu = 780 kg111166733425842922ppppGZ kgNGZ kgN (5.6)365.3 Verificarea capacitii de trecere i a stabilitii longitudinalenca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut n vedere i parametrii geometrici ai capacitii de trecere.Definitivarealor estencheiat odatcuntocmireaschiei deorganizaregeneral i a desenului de ansamblu.Unghiul de ramp trebuie s fie cel puin egal cu unghiul pantei maxime impuse n tema de proiect.Condiiile cele mai dificile la naintare, pentru automobile sunt, n general, la urcarea pantei maxime, impusa n tema de proiectare (pmax = tgpmax).Panta maxim pentru automobilul impus prin tem este de 32%.Decipmax = arctg(0.32) = 18 Expresia unghiului limita de patinare sau de alunecare (cand rotile motoare ajung la limita de aderenta) pentru cele 2 situaii este:1. mu = 0 kg016104350* 0, 75* 0,1080, 91 *0, 751 *4350pa xgxbLtg fhfL ++=> =18o(5.7)2.mu = 780 kg14504350* 0, 75* 0, 0980, 91 *0, 751 *4350pa xgxbLtg fhfL ++=> =17o (5.8)Ladeplasareapedrumul cupantamaximimpusaprintemnutrebuiesseproduc rasturnarea automobilului. Unghiul limita de rasturnare n cele 2 situaii este dat de relatia:1.mu = 0 kg01610900, 9oprgbarctg arctgh (5.9)2.mu = 780 kg1450900, 9oprgbarctg arctgh (5.10)37Conditiile de stabilitate longitudinala, la deplasarea automobilului pe panta maxima impusa, sunt: max pr pa p , pentru x = 0,700,80Observaii i concluzii capitolul 51.Centrul de greutate al caroseriei i al automobilului este diferit atunci cnd masa util este nul sau maxim.2.ncrcarea la cele dou puni difer atunci cnd masa util este nul sau maxim3.Ceamai dificilipostazpentrunaintareesteatunci cndacestaurcpantamaxim constructiv4. Pentru ca automobilul s se deplaseze n siguran i s nu se rstoarne este necesar s se ndeplineasc condiia: max pr pa p Bibliografie capitolul 5memoriu tehnic prezentat la seminar38Cap.6 Alegerea anvelopelor i a jantelorFiind ales anterior numrul de pneuri la fiecare punte i ncarcarea static pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime, vom calcula capacitatea portant necesar pneului:max334371,1110, 90.9pjpnecqpzQ kgkk (6.1)Dinstandarde , normesaucataloage defirm sealege pneul cucapacitatea portant: p pnecQ Q , dar ct mai aproape de pnecQ.Pentru o alegere ct mai corect a tipului anvelopei vom crea o histogram din care sa reias principalele tipuri de anvelope folosite de productorii modelelor similare.Histograma H.20 tipodimensiunile anvelopelor modelelor similareTipodimensiuni anvelope141 1 100,511,522,533,544,5185/65 R15 195/65 R15 205/65 R15 195/55 R15 185/60 R15Dinhistograma 20se observ c cele mai multe modele similare autipodimensiunea anvelopei 195/65 R15. Aleg tipodimensiunea anvelopei195/65 R15 91 T39Avnd dimensiunile i caracteristicile anvelopei se alege tipul jantei5x110, 6Jx15De asemenea se precizeaz principalele caracteristici ale pneului ales:- Simbolizarea anvelopei: 195/65 R15 91 T- Limea seciunii pneului: Bu=195 mm- Diametrul exterior, De=634,5 mm i raza liber, r0 = 0.5* De = 317,25 mm- Raza static, rs sau raza dinamic, rd= 317.25 mm- Raza de rulare, 2crulrLr= 317.25 mm- Capacitatea portant a pneului, pQ = 615 Kg- Presiunea aerului din pneu corespunzatoare , pa = 2.2 bari- Viteza maxim de exploatare a pneului, Vmaxp = 190 km/h Pentru ca anvelopa s fie potrivit pentru tipul autovehivulului de proiectat trebuie s ndeplineasc condiia: max max pV V .190 km/h > 165 km/h40Fig. 6.1 Seciune jantObservaii i concluzii capitolul 61. Se alege dimensiunea i tipul anvelopelor ce vor echipa automobilul de proiectat n urma unei histograme unde se observ tipodimensiunile anvelopelor ce echipeaz modelele similare2. Se alege tipul jantei i caracteristicile acesteia n urma analizei modelelor similare41Bibliografie capitolul 61. www.carfolio.com2. www.fiat.ro3. www.peugeot.ro4. www.renault.ro5. www.volkswagen.ro6. www.opel.ro7. www.citroen.ro8. www.skoda.ro9. www.ford.ro10. materialul tehnic prezentat la seminar Cap.7 Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare nvingerii lor, al ariei seciunii transversale maxime i a randamentului transmisiei7.1. Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor necesare nvingerii lor n funcie de vitez42Dac se consider vitezele pn la cele maxime ale autovehiculelor, n funcie de caracteristicile pneului, se poate folosi exprimarea parabolic de forma:20 01 02f f f V f V + + unde 206017 2 2021.6111 109.9130 10 /2.3214 10 /ff h kmf h km (7.1)Pentru a evidenia variaia rezistenelor la naintare n funcie de vitez, de pant sau de viteza vntului se va reprezenta grafic variaia tuturor rezistenelor i a puteriilor necesare nvingerii acestora n funcie de vitez. Toate datele folosite pentru grafice sunt preluate din tabelul 7.1 i sunt calculate cu formulele (7.2), (7.3), (7.4) i (7.5):- Rezistena la rulare: ( ) cos [ ]rul aR f V G p daN (7.2)- Rezistena la pant: sin [ ]p aR G p daN (7.3)- Rezistena aerului: 2[ ]13xak A VR daN (7.4)k este coeficientul aerodinamic, k=0.06125*cx- Puterea rezistenei:[ ]360RVP kW (7.5)Tab.7.1 Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor necesare nvingerii lor n funcie de viteza autovehiculului, panta i viteza vntuluiV [km/h]fVv [km/h] []Ra [daN]Pa [kW]Rr [daN]Prul [kW]Rp [daN]Pp [kW]R [daN]P [kW]30 0,0160421515 10 9,96 0,83 22,0489 0,018374 241,8 0,201 263,9 0,2190 18 4,42 0,36 21,3 0,017 430,46 0,358 451,76 0,37643-15 7 1,107 0,092 22,2 0,0185 169,76 0,141 191,98 0,159550 0,016338715 10 20,79 2,88 22,4 0,0311 241,8 0,335 264,2 0,36610 18 12,301 1,708 21,6 0,03 430,46 0,59 452,06 0,62-15 7 6,02 0,83 22,6 0,031 169,76 0,23 192,36 0,26160 0,01655935215 10 27,67 4,61 22,7 0,0387 241,8 0,403 264,5 0,44170 18 17,71 2,95 21,9 0,0365 430,46 0,717 452,36 0,7535-15 7 9,96 1,66 22,9 0,0381 169,76 0,282 192,66 0,320190 0,01757113215 10 54,25 13,56 24,1 0,0602 241,8 0,604 265,9 0,66420 18 39,85 9,96 22,3 0,058 430,46 1,076 452,76 1,134-15 7 27,67 6,91 24,3 0,0607 169,76 0,424 194,06 0,4847130 0,01973642815 10 103,45 37,35 27,1 0,0977 241,8 0,873 268,9 0,97070 18 83,16 30,03 26,1 0,0944 430,46 1,55 456,56 1,6444-15 7 65,07 23,49 27,3 0,0985 169,76 0,61 197,06 0,7085150 0,025770415 10 133,96 55,81 29 0,121 241,8 1,007 270,8 1,1280 18 110,71 46,131 28 0,116 430,46 1,79 458,46 1,906-15 7 89,68 37,36 29,3 0,121 169,76 0,707 199,06 0,828165 0,025770415 10 159,43 73,072 30,7 0,14 241,8 1,108 272,5 1,2480 18 133,966 61,401 29,7 0,135 430,46 1,97 460,16 2,105-15 7 110,71 50,74 31 0,141 169,76 0,77 200,76 0,911Graficul G.1 Variaia coeficientului rezistenei la rulare n funcie de vitez44Variaia coeficientului rezistenei la rulare n funcie de vitez00,0050,010,0150,020,02530 50 60 90 130 150 165V [km/h]ffDin graficul 1 se observ c n funcie de vitez variaz i rezistena la rulare dar nu liniar. Pn la viteza de 90 km/h coeficientul rezistenei la rulare este mai mic, iar dup aceast vitez creterea este mai accentuat pn la viteza maxi a automobilului.Graficul G.2 Variaia rezistenei aerului n funcie de vitezDeterminarea rezistentei aerului in functie de viteza02040608010012014016018030 50 60 90 130V [km/h]Ra [daN]Vv=15 km/hVv=0 km/hVv= -15 km/hDin graficul 2 se observ c cea mai mare rezisten a aerului este ntmpinat atunci cand vntul bate din faa automobilului, iar cea mai mic atunci cnd bate din spate. Rezistena aerului crete foarte mult ncepnd cu viteza de 50 km/h.Graficul G.3 Determinarea puterii necesare nvingerii rezistenei aerului n funcie de vitez45Determinarea puterii necesare invingerii rezistentei aerului in functie de viteza0102030405060708030 50 60 90 130V [km/h]Pa [kW] Vv=15 km/hVv=0 km/hVv=-15 km/hDin graficul 3 se observ c puterile necesare nvingerii rezistenelor aerului variaz asemntor cuvariaia rezistenei aerului. Puterea necesar nvingerii rezistenei crete mult ncepnd cu viteza de 50 km/h i cea mai mare putere este necesar atunci cnd vntul bate n faa automobilului, iar cea mai mic atunci cnd vntul bate n direcia deplasrii automobilului.Graficul G.4 Variaia rezistenei la rulare n funcie de vitezDeterminarea rezistentei la rulare in functie de viteza0510152025303530 50 60 90 130V [km/h]Rr [daN]=10=18=7Din graficul 4 se observ c atunci cnd unghiul pantei este mai mare rezistena la rulare este mai mic si cu ct panta este mai mic rezistena la rulare este mai mare. Rezistena la rulare are o cretere relativ mic pn la viteza de 50 km/h i apoi crete mai mult atingnd valoarea maxim la viteza maxim a automobiluluiGraficul G.5 Determinarea puterii necesare nvingerii rezistenei la rulare n funcie de vitez46Determinarea puterii necesare invingerii rezistentei la rulare in functie de viteza00,020,040,060,080,10,120,140,1630 50 60 90 130V [km/h]Prul [kW]=10=18=7Din graficul 5se observ c puterile necesare nvingerii variaz n funcie de vitez asemntor cu rezistena la rulare. Cea mai mare putere necesar nvingerii rezistenei la rulare este necesar atunci cnd unghiul pantei este cel mai mic, iar cea mai mic putere este necesar atunci cnd unghiul pantei este cel mai mare.Graficul G.6 Variaia rezistenei la pant n funcie de vitezDeterminarea rezistentei la panta in functie de viteza05010015020025030035040045050030 50 60 90 130V [km/h]Rp [daN]=10=18=7Din graficul 6 observm ca rezistena la pant este constant, nu variaz n funcie de vitez ci doar n funcie de unghiul pantei. Cea mai mare rezisten la pant esre atunci cnd unghiul pantei este cel mai mare, iar cea mai mic rezisten este atunci cnd unghiul pantei este cel mai mic.Graficul G.7 Determinarea puterii necesare nvingerii rezistenei la rulare n funcie de vitez47Determinarea puterii necesare invingerii rezistentei la rulare in functie de viteza00,511,522,530 50 60 90 130V [km/h]Pp [kW] =10=18=7Din graficul 7 se observ c variaia puterii nu seamn cu variaia rezistenei la pant, adic nu este constant i variaz n funcie de vitez. Puterea necesar nvingerii rezistenei la pant variazpuinnintervalul 050km/h, dar dupaceastvitezputereanecesar nvingerii rezistenei larularecretebruscatingndvaloareamaximlavitezamaximaautomobilului. Putereanecesarvariazi nfunciedeunghiul pantei; cndpanteareunghi mareputerea necesar este mai mare, iar cnd panta este mic puterea necesar este mai mic.Graficul G.8 Variaia rezistenei totale n funcie de vitezDetermnarea rezistentei din totale in functie de viteza05010015020025030035040045050030 50 60 90 130V [km/h]R [daN]=10=18=7R = Ra + Rrul + Rp(7.6)Ra = 0.Din graficul 8 se observ c rezistena total pe care o intmpin un automobil din partea drumului este relativ constant, nu variaz n funcie de vitez ci doar n funcie de unghiul pantei 48drumului. Cu ct unghiul pantei este mai mare cu att rezistena total din partea partea drumui este mai mare, iar cnd panta este mai mic i rezistena total este mai mic.Graficul G.9 Determinarea puterii necesare nvingerii rezistenei totale n funcie de vitezDeterminarea puterii necesare invingerii rezistentei totale in functie de viteza00,511,522,530 50 60 90 130V [km/h]P [daN]=10=18=7Dingraficul9seobservcvariaia puteriinuseamn cu variaiarezisteneitotaledin partea drumului, adic nu este constant i variaz n funcie de vitez. Puterea necesar nvingerii rezistenei totale variaz puin n intervalul 0 50 km/h, dar dup aceast vitez puterea necesar nvingerii rezistenei totale crete brusc atingnd valoarea maxim la viteza maxim a automobilului. Puterea necesar variaz i n funcie de unghiul pantei; cnd pante are unghi mare puterea necesar este mai mare, iar cnd panta este mic puterea necesar este mai mic.Concluzii:- Majoritatea rezistenelor ncep s creasc foarte mult de la viteza de 50km/h- Rezistena la rulare rulR este mai mare decat cea a aerului aR, pn la viteza de 50 km/h.- La 50km/h rezistena aerului este de 30% i cea la rulare de 70%, iar la viteza de 110km/h rezistena aerului este de 66% n timp ce cea la rulare de 34%.- La 50km/h rezistena aerului reprezint 2%, rezistena la rulare 8%, iar rezistena la pant este de 90%.7.2 Determinarea ariei seciunii tranversale maxime a autovehicululuiAria seciunii transversale maxim A sau mai exact aria proieciei frontale a autovehiculului se poate obine:- Planimetrarea conturului delimitat din vederea din fa a desenului de ansamblu- Calculul cu relaia:2( ) [ ]f a b a pn b uA C H h l N h B m + (7.7)49tiind c :uB- nlimea marginii superioarea barei de protectie fa de cale;bh - nlimea marginii inferioare a barei de protectie fa de cale;al - limea automobilului;pnN - numrul de pneuri;fC - coeficient de form. A = 1*1,79*(1,8-0,17)+2*0,195*0,17 = 2,984 m27.3 Determinarea coeficientului de rezisten a aeruluiValorile medii ale parametrilor aerodinamici pentru diferite tipuri de autovehicule: autoturism cu caroserie inchisa: A [m2]: [1,62,8] si cx: [0,300,50]. Se va alege cx=0.45.7.4. Determinarea randamentului transmisieiPentru proiectare, n aceast faz se va lucra cu un randament constant mediu al transmisiei pentru autoturisme: t=0.93deoareceautomobilul impusprin tema de proiecteste dotatcu motor amplasat transversal i cu transmisie principal cilindricPentru a afla puterea la roat a automobilului de proiectat se folosete formulaWHP = HP * t = 76 * 0.93 = 70.68 kW(7.8)Observaii i concluzii capitolul 7501. Rezistenele la rulare variaz n funcie de tipul pneului cu care este echipat automobilul2. Majoritatea rezistenelor ncep s creasc foarte mult de la viteza de 50km/h3. Rezistena la rulare rulR este mai mare decat cea a aerului aR, pn la viteza de 50 km/h.4. La50km/hrezistenaaerului estede30%i cealarularede70%, iar lavitezade 110km/h rezistena aerului este de 66% n timp ce cea la rulare de 34%.5. La 50km/h rezistena aerului reprezint 2%, rezistena la rulare 8%, iar rezistena la pant este de 90%.6. Coeficientul de rezisten al aerului variaz n funcie de tipul automobilului, de forma constructiv i de tipul caroseriei7. Transmisia unui automobil nu are randament 100%, iar puterea la roat nu va fi egal cu puterea motorului Bibliografie capitolul 7memoriu tehnic prezentat n cadrul seminaruluiCap.8 Predeteminarea caracteristicii de turaie la sarcin total a motorului i alegerea motorului pentru autoturismul impus n tema de proiectare518.1 Predeterminarea i definitivarea caracteristicii de turaie la sarcin total a motorului din condiia de vitez maxim n palierPrintemadeproiect seimpuneovaloareavitezei maximeaautomobilului (maxV), la deplasarea acestuia n treapta de vitez cea mai rapid (priz direct sau echivalentul ei) n palier. Pentru a avea o anumit acoperire din punct de vedere al puterii, se poate admite c atingerea lui maxVse obine pe o foarte mic pant )% 3 . 0 ... 05 . 0 (0 p , rezultand n acest fel o putere maxim ) (maxP ceva mai mare dect n cazul deplasarii n palier (000 p ). Bilanul puterilor : d a p rul t rP P P P P P + + + (8.1)Pentru viteza maxim n palier: 0 dP, Pp = 0Pr = Prul + Pa = 0,135 + 61,401 = 61,536 kWPvmax=Vmax/(360*t)*[f(Vmax)* + + ] (8.2) unde := arctg 0,005 = 0,3oDeci: Pvmax=165/(360*0.93)*( 358,006 + 72,938 + 2812,133) = 1598,29 [kW] Modelarea caracteristicii la sarcin total a motorului se face prin realaia analitic:11]1

,_

,_

,_

,_

+

,_

3 2maxp p pnnnnnnP P (8.3)sau, sub o form simplificat:

,_

ppnnf P Pmax(8.4)Dar pentru maxV V , motorul va avea turatia max Vn, iar relatia devine:

,_

pVp Vnnf P Pmaxmax max (8.5)Functia fpdefinete caracteristica la sarcin total raportat i depinde de tipul i particularitile constructive ale motorului.Se alege tipul motorului i se adopt valorile pentru coeficientii de adaptabilitate (ca) i de elasticitate (ce) , utilizand metoda intervalului de ncredere.Deoarece toate modelele de referinta sunt echipate cu motoare MAC de aprox. 1800 cm3 vom alege pentru automobilul ce se va proiecta un motor cu aprindere prin comprimare.Pentru stabilirea coeficientului de adaptabilitate i de elasticitate vomutiliza metoda intervalului de incredere.Tab.8.2 Alegerea coeficienilor cu ajutorul intervalului de ncredereParametriix alesxca1.196 1.2ce0.608 0.652Cunoscnd ca si ce se calculeaz valorile coeficienilor de form ai caracteristicii motorului:22(2 1)0, 75( 1)e a eeC C CC (8.6) 222 310, 875( 1)e e aeC C CC + (8.9)22 ( 1)1, 5( 1)e aeC CC (8.7)223 21, 5( 1)a eeC CC (8.10)211, 25( 1)aeCC (8.8)22 ( )1, 25( 1)e aeC CC + (8.11)11]1

,_

,_

+ 3max2max maxmaxmaxPVPVPVVnnnnnnPP (8.12) Raportul PVnnmax se numete raportul de turaie la vitez maxim i se noteaz cu .=0,9...1 pentru MAC.Se alege =0,95;Se obtine astfel puterea maxima:3 2maxmax' ' ' + +VPP (8.14)max max 2 31598, 29125, 29710, 875 0, 95 1, 5 0, 95 1, 25 0, 95P P Kw + + Turatia de putere: np = 4500 rot/minTuratia minima: nmin = 0.2 np = 900 rot/minTuratia maxima: nmax = np = 2800 rot/minPentru a reprezenta caracteristica extern, puterea se calculeaz cu formula: 11]1

,_

,_

,_

,_

+

,_

3 2maxp p pnnnnnnP P(8.15)Pentru modelarea curbei momentului se poate utiliza relaia de transformare:'11]1

,_

+ + 11]1

,_

+ + 22' ' '5 , 955p ppp ppnnnnM MnnnnM MnPM (8.16)Tab.8.3 Putere i moment n funcie de turaien [rot/min]n/npP [kW]M [N/m]1000 0,222222 17,25377229 164,85981500 0,333333 28,14814815 179,3037532000 0,444444 39,51165981 188,7672500 0,555556 50,56241427 193,24953000 0,666667 60,51851852 192,75153500 0,777778 68,59807956 187,27284000 0,888889 74,01920439 176,81344500 1 76 161,3733Grafic G.10 Curba puterii i a momentului motorCurba puterii si a momentului motor0501001502002501000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500rpmP [kW], M [Nm]P[kW]M[N/m]8.2 Alegerea motorului i prezentarea caracteristicii sale la sarcin totalPentru alegerea motorului , ce va echipa automobilul impus prin tem se va utilize metoda caracteristicilor relative la sarcin total. Aceast metoda presupune alegerea a cel puin 2 motoare cu puterea maxim foarte apropiat de cea teoretic (calculate anterior) i suprapunerea curbelor de variaie max/ P P(pn n /).54n funcie de poziia relativ a curbelor obinute se va alege motorul. Recomandarea prevede ca alegerea s corespunda situaiei n care curba motorului s fie situate deasupra curbei motorului teoretic, astfel nct motorul ales s prezinte o rezerv de putere superioar.Tab.8.4 Tipuri de motoare similareMotorul similar 1 2Denumirea motorului 1.9 TDI 1.9 M-jetCapacitate cilindric [cm3] 1896 1910Putere maxim [kW] 77 77Turaia de putere maxim [rot/min]4000 4000Momentul maxim [Nm] 250 200Turaia de moment maxim [rot/min]1900 1750n continuare se vor determinavalorile coeficienilor de adaptabilitate, (ac) i (ec), pentru cele doua motoare alese. Pentru a putea calcula coeficientul de adaptibiliate, se va utiliza relaia de transformare : ] [ * 5 , 955maxdaNmnPMpp, (8.17)pentru a afla valoarea momentului la turaia de putere maxim.177955.5 18.394000pM [daNm]277955.5 18.394000pM [daNm]Coeficinii de adaptibilitate pentru fiecare dintre cele dou motoare similare sunt:12max2501, 35183.92001.08183.9aapacMcMc ' Valorile coeficienilor de elasticitate sunt :max1219000.475400017500.4374000eMepecncnc ' 21 2 2222 20, 47 1, 35 (2 0, 47 1)0.49(0, 47 1) (2 1)( 1)0, 43 1, 08 (2 0, 43 1)0.101(0, 43 1)e a eec c cc ' 551 222 22 0, 47 (1, 35 1)1.17(0, 47 1) 2 ( 1)2 0, 43 (1, 08 1) ( 1)0.21(0, 43 1)e aec cc ' 1 222 21, 35 11.25(0, 47 1) 11, 08 1 ( 1)0.24(0, 43 1)aecc ' 2'1 2 222'2 22 0, 47 3 0, 47 1, 351.36(0, 47 1) 2 3'( 1)2 0, 43 3 0, 43 1, 080.49(0, 43 1)e e aec c cc + + ' + 2'1 2 222'2 23 2 1, 35 0, 470.28(0, 47 1) 3 2'( 1)3 2 1, 08 0, 432.02(0, 43 1)a eec cc ' '1 22'2 22 (0, 47 1, 35)0.64(0, 47 1) 2 ( )'2 (0, 43 1, 08) ( 1)1.51(0, 43 1)e aec cc + + ' + Se va calcula puterea pentru fiecare motor ales cu formula:11]1

,_

,_

,_

,_

+

,_

3 2maxp p pnnnnnnP P (8.18)Rezult:Tab.8.5 Putere i moment n funcie de turaie motor teoretic 1n [rot/min]n/np P [kW]M [N/m]1000 0,222222 11,77709191 112,53011500 0,333333 19,02185185 121,16922000 0,444444 26,11451303 124,76212500 0,555556 32,26289438 123,3088563000 0,666667 36,67481481 116,80933500 0,777778 38,55809328 105,26364000 0,888889 37,1205487 88,671714500 1 77 163,4967Grafic G.11 Curba puterii i a momentului motor motor teoretic 1Curba puterii si a momentului motor teoretic 10204060801001201401601801000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500rpmP[kW]M[N/m]Tab.8.6 Putere i moment n funcie de turaie motor teoretic 2n [rot/min]n/np P [kW] M[N/m]1000 0,222222 23,23942387 222,05271500 0,333333 37,04555556 235,98022000 0,444444 50,28131687 240,2192500 0,555556 61,42572016 234,76913000 0,666667 68,95777778 219,63053500 0,777778 71,35650206 194,80334000 0,888889 67,10090535 160,28734500 1 77 163,4967Grafic G.12 Curba puterii i a momentului motor motor teoretic 257Curba puterii si a momentului motor teoretic 20501001502002503001000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500rpmP[kW]M[N/m]Alegerea motoruluiGrafic G.13 Curba puterii pentru cele 3 motoareCurba puterii motoarelor teoretice si motorului ales prin tema01020304050607080901000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500rpmMotor teoreticMoto 1Motor 2n urma analizei graficului

,_

pnnPPPPmax max, aleg motorul modeluluiteoretic similar 1 i anume motorul 1.9 TDI (VW Caddy)cu urmatoarele caracterisitci:58Tab.8.7 Caracteristicile motorului alesMotorul similar 1Denumirea motorului 1.9 TDICapacitate cilindric [cm3] 1896Putere maxim [kW] 77Turaia de putere maxim [rot/min]4000Momentul maxim [Nm] 250Turaia de moment maxim [rot/min]1900Grafic G.14 Caracteristica motorului ales [www.vw.ro] Motivele pentru care aleg acest motor sunt c acesta este mai performant, oferind o putere i un cuplu motor mai mari dect cele calculate iniial iar curba puterii i a momentului motor este superioar celei observate n graficul 10.59Observaii i concluzii capitolul 81. Pentruaatingemai uorvitezamaximconstructivautomobilul ruleazpeopant foarte mic2. Pentru a calcula caracteristicile motorului este necesar cunoaterea sau calcularea coeficientului de adaptabilitate i a coeficientului de elasticitate3. Motorul se alege n funcie de curba de putere i curba momentului motor4. Este de preferat s se aleag un motor teoretic n detrimentul motorului calculat deoarece motoarele existente sunt net superioare celui calculat n cadrul proiectului.5. Motorul ales pentru tipul de automobil impus prin tem este de provenien VW, 1.9 TDIBibliografie capitolul 81. Stoicescu, P., Dinamica autovehiculelor vol. I si II, UPB, 19802. Andreescu, C., Oprean, M., Dinamica tractoarelor, Editura Universitatii Politehnica din Bucuresti, 19973. memoriu tehnic prezentat n cadrul seminarului4. www. vw.ro 60Cap.9 Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale i al primei trepte a schimbatoruluide viteze9.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principalePredeterminareavalorii raportului detransmitereal transmisiei principale(i0)sefacedin condiia ca autoturismul s ating viteza maxim la deplasarea sa n treapta cea mai rapidaa SV care este, n general, treapta de priz direct (la SV cu 3 arbori) sau treapta similar acesteia cu raport de transmitere apropiat de unitate (la SV cu 2 arbori).Se stie ca :(9.1)=>Vmax=Pentru soluia constructiv totul fa am decis c transmisia optim ar fi cea cu 2 arbori iar: isn = 1 ; = 0.95 ; rr = 317,25 [mm]; Vmax = 165 [km/h]; nvmax = 0.95*4000 = 3800 [rot/min];(io)pred = = 2,752 < 7 se va adopta o transmisie principal simpln cazul transmisiei principale simple avem: i0 = zc/zpTab. 9.1 Numrul minim de dini zpi02,5 3 4 5 6-7 >7Zp min15 12 9 7 5 5Se va lege pentru i0=2,752, un numar minim de 12 dinti.io1 = 36/12 = 3;i02 = 33/12 = 2,75;i03 = 35/12 = 2.91Alegerea uneia dintre cele 3 variante de rapoarte de transmitere efective 03 02 01, , i i i se face cu ajutorul reprezentrii grafice a variaiei) (V Pr i0 , rezP(V). Astfel se va justifica pe baza graficelor alegerea facut.,unde:- teste randamentul transmisiei, t=0,93;- Pe max=77 kW;- io reprezint raportul de trasmitere al transmisiei principale;- isk reprezintraportul de transmitere al treptei de vitez selectate ( isk=1);- rr este raza de rulare, rr=317 mm;- np = 4000 rot/min.61Tab. 9.2 Rapoarte de transmitere putere i vitezn [rpm]i01 i02 i03P1 [kw]V(1) [km/h]P2 [kw]V(2) [km/h]P3 [kW]V(3) [km/h]1000 17,4808 45,99 17,4808 50,18 17,4808 47,311500 28,51852 68,99 28,51852 75,26 28,51852 70,962000 40,03155 91,99 40,03155 100,35 40,03155 94,622500 51,22771 114,99 51,22771 125,44 51,22771 118,273000 61,31481 137,98 61,31481 150,53 61,31481 141,923500 69,50069 160,98 69,50069 175,61 69,50069 165,584000 74,99314 183,98 74,99314 200,70 74,99314 189,23Grafic G.15 Puterea la roat cu raport de transmitere i01, i02, i03Puterile la roata cu raport de transmitere i1, i2, i3010203040506070800,00 50,00 100,00 150,00 200,00 250,00V[km/h]P[kw]i01i02i0362 Observaii i concluzii capitolul 91. Roile dinate din cadrul transmisiei au un numr minimde dini, 12 n cazul transmisiei care echipeaz automobilul impus prin tem2. Alegereaunui raport detransmiteresefacenurmaanalizei graficului ncarese compar cele 3 rapoarte de transmitere i se alege raportul cel mai bun care permite atingerea unei viteze n palier ct mai apropiat de viteza maxim impus prin tem.3. Puterea la roat variaz n funcie de raza de rulare a roiiBibliografie capitolul 91. Stoicescu, P., Dinamica autovehiculelor vol. I si II, UPB, 19802. Andreescu, C., Oprean, M., Dinamica tractoarelor, Editura Universitatii Politehnica din Bucuresti, 19973. memoriu tehnic prezentat n cadrul seminarului63Cap.10 AmbreiajulPentru proiectarea unui ambreiaj este necesar parcurgerea anumitor etape:1.pregtirea general2.pregtirea teoretic: schie, scheme constructive i calcule preliminare3.schiarea proiectului: analiza soluiilor existente, schie i scheme, calcule4.proiectarea tehnic: definitivarea schemei constructive5.elaborarea modelului funcional: prototipuri, machete6.experimentarea i testarea modelului funcional7.definitivarea proiectrii i corectarea erorilor8.fabricarea seriei zero9.ncercri uzinale10. concluzii i recomandriLacalculul ambreiajului seurmretestabilireadimensiunilor elementelor principaleale acestuia, n raport cu valoarea momentului motor i pe baza parametrilor constructivi ai motorului i autovehiculului.10.1 Determinarea momentului necesar al ambreiajuluiPentru transmiterea de ctre ambreiaj a momentului motor maxim fr patinare,pe toat durata de funcionare este necesar ca momentul de frecare Ma al ambreiajului s fie mai mare dect momentul maxim al motorului. n acest scop se introduce n calcul un coeficient de siguran .Momentul de calcul va fi:(10.1)La alegerea coeficientului se ine seama de tipul i destinaia autovehiculului precum i de particularitile constructive ale ambreiajului.Se alege =1,5 Ma=1,5.200=300[Nm].10.2 Determinarea momentului de frecare al ambreiajuluiPentrudeterminareamomentului defrecarealambreiajului seconsideruncoeficient de frecare = 0,28Pentru momentul de frecare total avem: (10.2)maxM Mc ) (323 3i e aR R p M 64unde:Re raza exterioar a suprafeei de frecare RI raza interioar a suprafeei de frecare Unde: (10.3) (10.4)unde: i reprezint nr.de suprafee de frecarei = 2nn reprezint nr. discurilor de frecareSe alege ambreiaj monodisc uscat cu arcuri periferice datorit construciei simple i faptului c este un ambreiaj foarte ntlnit la modelele similare.Raza exterioar este: (10.5) unde , C=(0,530,75)Se alege C=0,53 =(3540)pentru ambreiaje monodisc uscatSe alege =35 (10.6)Deci (10.7)Se alege din STAS 7793-67 De = 250[mm] Re=125[mm]DI = 150[mm] RI=75[mm] (10.8)10.3 Determinarea forei de apsare asupra discurilor ambreiajuluiSe determin din condiia ca momentul de frecare al ambreiajului s fie egal cu momentul de calcul Mc (10.9)Momentul de frecare al ambreiajului este: (10.10)eiRRC ] / [2daNm cm] [ 75 , 65 124 53 , 0 mm R C Re i ) (2 2i eR R Fp2 23 332i ei eaR RR RF M ] [ 100275 1252mmR RRi em++i CMRe) 1 (2max235 200124[ ](1 0,53 )2eR mm 3max1,5 200 10600[ ]0.28 2 100mMF daNiR 32 23 32 23 31075 12575 125600 2 28 , 03232 i ei eaR RR Ri F M 65Dac se consider fora F uniform distribuit pe suprafeele de frecare, presiunea p va fi dat de relaia: (10.11)Aria suprafeei garniturilor de frecare este:10.4 Calculul arcurilor de presiuneArcurile de presiune ale ambreiajului sunt solicitate dup un ciclu asimetric.Arcurileperifericesunt ngeneral arcuri cilindricedinsrmtrasi auocaracteristic liniar.Pentru determinarea diametrului srmei i a diametrului de nfurare trebuie s se cunoasc: - Fa = fora total ce trebuie dezvoltat de arcuri;- na = nr. de arcuri; - Fa = fora pe care trebuie s o dezvolte un arc.Avem relaia: Fa= Fa/ na(10.12) Observaie: na-sealege ngeneral ca multiplu de 3 pentru a avea o apsare uniform a arcurilor asupra discului de presiune.Pentru autoutilitare Fa trebuie s se ncadreze ntre 4080[daN]. Pentru diametrul exterior al garniturilor de frecare ntre (200280)[mm] se recomand s se aleag ntre (9-12) arcuri.Se aleg 9 arcuri. (10.13)

unde:Fr = fora datorit arcurilor care ajut la obinerea unei debreieri complete. cf = coeficient care ine seama de forele de frecare.Pentruambreiajemonodisccf=0,90,95. Sealegecf=0,95. Calculul sefacepentruun ambreiaj decuplat cnd fiecare arc dezvolt fora Fa .Pentru a rezulta un ambreiaj care se manevreaz fr dificultate se recomand ca la decuplare creterea forei arcului s nu depeasc cu 1525% din valoarea ei iniial. (10.14) (10.15)Se alege:] [ 628 2 ) 75 125 ( ) (2 2 2 2 2cm i R R Ai e ] [ 45 , 51 daNm Ma ] [ 19 . 0) (10 6002 2MPaR Rpi efracF FF+a aF F ' ) 25 , 1 15 . 1 ( " ) ' " (a a a rF F n F a a r a aF F F F F 2 , 0 ' ) 1 2 , 1 ( 9 ' 2 , 1 " 66 (10.16)10.5 Calculul efortului unitar pentru solicitarea la torsiune (10.17)undeD = diametrul mediu de nfurare al arcului;D = diametrul srmei arcului;k = coeficient de corecie al arcului; (10.18)- unde se noteaz cu c=D/d.Se recomand : c=58. Se alege c=5.Pentru arcurile de ambreiaj ta=7000[daN/cm2]Coeficientul k se calculeaz cu relaia: (10.19)Deci diametrul srmei va fi:Se alege din STAS 893-67 srm tras din oel carbon de calitate avnd d=5 [mm].10.6 Determinarea numrului de spirePentru determinarea numrului de spire ns se pleac de la formula sgeii: (10.20)- unde f = sgeata arcului;] [ 106 ' 2 , 1 " daN F Fa a f a rF c F F a a fF F c F 2 , 0 ] [ 8002 , 0 95 , 06002 , 0daNcFFfa] [ 8 , 889800' daNnFFaaa taadD kFd " 83 , 15615 , 0) 1 5 ( 41 5 4 + k3" 8dD kFa ] [ 570005 10 106 3 , 1 82mm d c cck615 , 0) 1 ( 41 4+43' 8Gdn D Ffs a67G = modul de elasticitate transversal . (10.21)D = c.d = 5.5 = 25[mm]Se noteaz: - rigiditatea arcului (10.22)

(10.23)Cnd ambreiajul este cuplat fora dezvoltat de arc este Fa , deci vom avea:(10.24)Cnd ambreiajul este decuplat fora dezvoltat de arc este Fa ,deci avem:(10.25)(10.26)(10.27)Sgeata suplimentarf1corespunztoare deformrii arcului la decuplare se poate determina funcie de jocul necesar ntre suprafeele de frecare n poziie decuplat. f1 se determin cu relaia: (10.28)unde nd = nr. discurilor conduse;jd=joculdintreoperechedesuprafee de frecare pentru decuplarea complet a ambreiajului.Se recomand pentru ambreiaje monodisc jd = 0,50,7[mm]. Se alege jd = 0,7[mm].Deci sgeata suplimentar f1 va fi:d dj n f 21] [ 4 , 1 5 , 0 21mm f ] / [ 3 , 124 , 18 , 88 1061mm daN k ] [ 4 25 , 33 , 12 25 85 10 10 834 2 5spire ns ] / [ 10 82 5cm daN G 34' 8 D Ff Gdnas fFka'1 1348 k DGdns 1'1'11' 'kFffFka a 1""1"1"1kFffFka a 1"'1"1 1'k F Ff f fa a 1"1'fF Fka a68Deoarece spirele de la capetele arcului nu sunt active, numrul total de spire ntSe determin cu relaia:10.7 Determinarea lungimii arcului n stare liberLungimea arcului n stare liber se determin cu relaia: (10.29)undeLo= lungimea arcului n stare liber; L1= lungimea arcului n poziia decuplat a ambreiajului.(10.30)- unde ns = nr. de spire active; js = distana minim ntre spirele arcului n poziia decuplat a ambreiajului.Se alege js=1[mm](10.31)Deci lungimea arcului n stare liber va fi:10.8 Verificarea la nclzire a ambreiajuluiPentru verificarea la nclzire a ambreiajului trebuie s se determine mai nti urmtoarele mrimi: (10.32)(10.33) unde rr = raza de rulare a roii;ro = raza liber a roii;rn = raza nominal a roii.Se consider autovehiculul echipat cu anvelope 195/65R15 conform STASSR 13288-1994Deci avem:B = 195[mm];(balonaj) D = 15.22,4 = 336[mm] (diametrul jantei) H = B * 65% = 126,75[mm]Pentru calcule se poate aproxima ro =rn.- coeficientul de deformare al pneului;] [ 6 2 4 2 spire n ns t + + ] [ 6 , 42 6 , 10 32 mm Lo + 1 1f L Lo+ ) 1 ( ) 2 (1+ + + s s sn j d n L] [ 5 , 0 5 1 , 0 1 , 0 mm d js ] [ 35 ) 1 4 ( 1 5 ) 2 4 (1mm L + + + ] [ 6 , 1010 5 10 84 25 106 8 82 4 5343 "1mmGdn D Ffs a Hdrr rno r+ 2336126, 75 294, 75[ ]2n or r mm + ) 950 , 0 945 , 0 ( 945 , 0 69Se alege - lucrul mecanic de frecare;(10.34)

- unde is1 = raportul de transmitere n treapta I;io= raportul de transmitere al transmisiei principale;Se consider:io = 2.72is1 = 3Verificarea la nclzire se face cu relaia:(10.35)unde =coeficientceexprim partea dinlucrulmecanic L consunat pentru nclzirea piesei care se verific;c = cldura specific a piesei.mp = greutatea piesei care se verific n [daN]Pentru discul de presiune al ambreiajului monodisc=0,5oel=(77507850)[Kg/m3]n cazulambreiajului monodisc se verific discul de presiune.Acesta se construiete masiv pentru a putea nmagazina o cantitate ct mai mare de cldur.Verificarea se face cu observaia c n timpul unei cuplri nu trebuie s depeasc 1C.Volumul discului de presiune este:(10.36)unde g = grosimea discului de presiune;(10.37)10.9 Calculul arborelui ambreiajuluiArborele ambreiajului (care este i arborele primar la schimbtorului de viteze) are o poriune canelat pe care se deplaseaz butucul discului condus. Arborele este solicitat la torsiune de ctre momentul de calcul al ambreiajului Mc.Diametrul interior se determin cu relaia:(10.38)pLc m 0, 5 7260,103500 7, 02C 0,945 294,75 278,538[ ]rr mm 2 2123 , 357o sr ai ir GL22 2357,3 1393 278,538726[ ]2, 72 3L daNm ] [ 10 9 , 0 104) 30 250 (204) (3 3 92 2 2 2md Dg Ve e 37800 0,9 10 7,02[ ]pm V daN 3max2 , 0atiMd70unde at solicitarea admisibil la torsiuneat = (10001200)[daN/cm2]Diametrul interior al arborelui canelat se adopt din STAS dup care se adopt i celelalte elemente ale canelurii.Se face verificarea la strivire i la forfecare.ForaFcaresolicitcanelurileseconsidercesteaplicatladistanarmfadeaxul arborelui i se determin cu relaia:(10.39)Unde rm - raza medie a arborelui canelat; de - diametrul exterior al arborelui canelat; dI -diametrul exterior al arborelui canelat;Se alege din STAS 1768-68arbore canelat10x26x32Deci nlimea danturii este:(10.40)Verificarea la strivire n cazul ambreiajului monodisc este dat de relaia:(10.41)Unde l = de lungimea butucului condus;h = nlimea canelurii supus la strivire .Efortul unitar la forfecare se determin cu relaia:unde b limea canelurii;Calculul mecanismului de acionareSeurmrete ca parametrii determinai s se ncadreze n limitele prescrise. Se determin cursa total a pedalei i fora la pedal.Se alege mecanism de acionare hidraulicmax max4 4 1, 5 2032 26m e iM MFr d d + +4330 1023,8[ ]0, 2 1100id mm ] [ 3226 322mmd Dh ] / )[ 250 200 ( ] / [ 8 , 214) 26 32 ( 3 32 108 , 19 7 , 1 42 2cm daN p cm daN psa s + ] / )[ 300 200 ( ] / [ 35 , 1814 32 1010 3 , 23212 22cm daN cm daNb l z Ffa f ) (4maxi esd d h l zMh l zFp+ ] [ 3 , 232110 ) 26 32 (8 , 19 7 , 1 43daN F + 71Conform principiului lui Pascal se poate scrie:(10.42)unde d1 diametrul cilindrului de acionare; d2 diametrul cilindrului receptor.Fora F2 se determin funcie de fora de apsare a discurilor: (10.43)Fora F1 se determin funcie de fora la pedal: (10.44)nlocuind F1 i F2 rezult: (10.45)unde im = fedcba raport de transmitere mecanic; ih = 212) (dd raport de transmitere hidraulic; a = (0,950,98)randamentul de acionare al mecanismului hidraulic.Cursa total a manonului rulmentului de presiune (sm) se determin cu relaia: (10.46)unde sl = cursa liber a manonului;sl = (24)[mm]se alege sl = 3 [mm]jd = jocul ce trebuie realizat ntre fiecare pereche de suprafee de frecare pentru odecuplare complet a ambreiajului;jd = 0,7[mm]i = numrul perechilor de suprafee de frecare;i = 2ip = raportul de transmitere al prghiilor de debreiere.Se alege ip = 1,5Sm = 3+0,71,52=5,1[mm]Se determin cursa pistonului cilindrului receptor cu relaia: (10.47)unde222121ddFFefcdF F 2baF Fp 1a h m a api iFiFF i i j s sp d l m + dcs sm 2 2 dc72Deci cursa pistonului cilindrului receptor va fi :s2 = 5,12 = 10,2[mm]Volumul de lichid activ n cilindrul receptor este :(10.48)d2 = 30[mm](10.49)Datoritfaptului c presiunea de lucru este redus , iar conductele de legtur au o lungime relativmic, sepoateneglijadeformaiaconductei ,iarvolumuldelichidrefulatdincilindrul pompei centrale sepoate considera egal cuvolumul generat de pistonul pompei receptoare (V1=V2).Cursa pistonului pompei centrale se determin cu relaia:Cursa total a pedalei de ambreiaj este:Fora la pedal Fp se poate micora prin mrirea randamentului mecanismului de acionare a . Fora la pedal (la ambreiajele fr servomecanisme auxiliare) nu trebuie s depeasc 15-25 [daN] deoarece consumul prea mare de effort fizic conduce la obosirea excesiv a conductorului auto.Fora la pedal se determin astfel: (10.50) (10.51)

(10.52)10.10 Determinare coeficientului de siguran al ambreiajului dup uzarea garniturilordc ds Vm 4222] [ 2 , 7 24301 , 5222cm V ] [ 40 ] [ 41510 2 , 7 4 4222121mm cmdVs ] [ 15230222112mmdddd ] [ 120 3 401mmbas sp baF Fp1212 2121 2) ( ) (ddbaFddF Fp efcdF F22 221( )pd ce a ceF F Fd f b d f d ] [ 6 , 164 5 , 1 2 3600) (212daNddfedcbaFFp 73Dupuzareagarniturilor defrecareforacucareunarcdepresiuneacioneazasupra discurilor ambreiajului devine Fa .Datorit uzurii garniturilor, arcurile de presiune se destind.Coeficientul de siguran dup uzarea garniturilor de frecare u se determin cu relaia: (10.53)Unde Ma este momentul de frecare al ambreiajului dup uzarea garniturilor de frecare.Calculul momentului Ma se face cu relaia: (10.54) (10.55)Sgeata f2 se calculeaz cu relaia f2=f-uunde u este uzura admisibil pentru garniturile de frecare ale ambreiajului.Cunoscnd uzura admisibil u1 pentru o garnitur de frecare i numrul discurilor conduse nd se poate calcula u cu relaia:(10.56)Uzura admisibil pentru o garnitur de frecare este u1 =1,52[mm]. Pentru transmiterea de ctre ambreiaj a momentului Mmax ,fr patinare, cnd garniturile de frecare sunt uzate, trebuie ca u1.Se consider10.11 Condiii generale impuse ambreiajuluinafardecondiiileimpuseambreiajului ladecuplarei cuplare, acestatrebuiesmai ndeplineasc urmtoarele:s aib durata de serviciu i rezisten la uzur ct mai mare; s aib o greutate proprie ct mai redus; s ofere siguran n funcionare; s aib o construcie simpl i ieftin; parametrii de baz s varieze ct mai puin n timpul exploatrii; s aib dimensiuni reduse, max'MMau m a a aR n F i M ' " 'ffF Fa a2 ' ' "12 u n ud 5 , 11 u] [ 3 5 , 1 2 mm u ] [ 6 , 7 3 6 , 102mm f ] [ 66 , 636 , 106 , 78 , 88' "daN Fa ] [ 08 , 32 9 10 100 66 , 63 2 28 , 03 'daNm Ma 1 62 , 18 , 1908 , 32 u74dar s fie capabil s transmit un moment ct mai mare; s fie echilibrat dinamic; s fie uor de ntreinut.Durata de funcionare a ambreiajului depinde de numrul cuplrilor i decuplrilor, deoarece garnituriledefrecareseuzeazmai ales lapatinareaambreiajului. Lafiecarecuplarelucrul mecanicdefrecarelapatinaresetransformncldurdatoritcreiatemperaturadelucrua garniturilor de frecare crete. Experimental s-a constatat c la creterea temperaturii de la 20C la 100C, uzura garniturilor de frecare se mrete aproximativ de dou ori.Observaii i concluzii capitolul 101. Pentru ca ambreiajul s poate transmite momentul motor maxim fr patinare este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului s fie mai mare dect momentul motor maxim2. Ambreiajul cu arc diafragm este folosit la motoarele care au cuplu motor maxim mai mic de 200 Nm, iar pentru celelalte sunt folosite ambreiaje cu arcuri periferice3. Se pot folosi ambreiaje monodisc sau ambreiaje multidisc pentru transmiterea corect a cuplului motor4. Tipul de ambreiaj ales de mine este ambreiaj cu arcuri periferice datorit construciei simple i pentru c modelele similare sunt echipate cu acest gen de ambreiaj5. Numarul de arcuri periferice trebuie s fie multiplu de 3 pentru o apsare uniform6. Pentru o bun funcionare a ambreiajului acesta trebuia s transmit cuplu motor i dup ce se nclzete i dup uzarea garniturilorBibliografie capitolul 101. Transmisiuni mecanice pentru autoturisme Ion Tabacu, Editura Tehnica2. Indrumator general auto-I. Barsan/V. Dumitriu, Editura Tehnica3. Practicaautomobilului Vol III-Petre Cristea, Editura Tehnica75Bibliografie1. Stoicescu, P., Dinamica autovehiculelor vol. I si II, UPB, 19802. Andreescu, C., Oprean, M., Dinamica tractoarelor, Editura Universitatii Politehnica din Bucuresti, 19973. Auto moto si sport Catalog 20094. Transmisiuni mecanice pentru autoturisme Ion Tabacu, Editura Tehnica5. Indrumator general auto-I. Barsan/V. Dumitriu, Editura Tehnica6. Practicaautomobilului Vol III-Petre Cristea, Editura Tehnica7. www.carfolio.com8. www.fiat.ro9. www.peugeot.ro10.www.renault.ro11.www.volkswagen.ro12.www.opel.ro7613.www.citroen.ro14.www.skoda.ro15.www.ford.ro 77