Universitatea “Politehnica” BucureștiFacultatea de Transporturi

Departamentul Autovehicule Rutiere

Disciplina: Transmisii pentru autovehicule – proiect

TEMA NR. 16

Să se proiecteze transmisia mecanică (ambreiaj, schimbător de viteze) și un element

suplimentar al transmisiei (arbore planetar, transmisie longitudinală, transmisie finală) la alegere

pentru un automobil cu următoarele caracteristici:

Tipul automobilului: autoturism;

Caroseria: berlină;

Viteza maximă în palier: Vmax= 225 km/h;

Tipul motorului: MAS

o Pmax=92 [kW], Mmax= 170 [Nm],

o nP=5800 [rot/min], nM=4000 [rot/min]

Soluția de organizare: clasică;

Masa proprie: 1400 [kg]

Numele și prenumele studentului: UȚĂ L. ANDREI

Numele și prenumele îndrumătorului: As.drd.ing. DOBRE ALEXANDRU

Data primirii temei Semnături

21.10.2013 Student:

Îndrumător:

Pentru început, voi alege un automobil real ce are caracteristici similare cu cele din tema

de proiect. În urma căutărilor, am concluzionat că exemplul real de automobil cu cele mai

apropiate specificații tehnice de cele date este următorul:

BMW 316i 2008 (E90)

Figura 1. BMW 316i 2008

Caracteristici:

Pmax=89 [kW]

Mmax=160 [Nm]

nP=6000 [rot/min]

nM=4250 [rot/min]

Masa proprie: ma=1425 [kg]

Vmax = 210 [km/h]

Coeficient aerodinamic: Cx=0.26

Aria frontală: Af=2,17 [mp]

Jante și pneuri: 7Jx16” 205/55 R16 91H

Raport transmitere ultima treaptă: i6=0,85

Raport transmitere transmisie principală: i0=3,64

1. Determinarea caracteristicii de turație la sarcină totală.

P=f(n) (1)

P= Pmax ∙ [α 1 ∙nn p

+α2 ∙(nnp )2

+α3 ∙( nnp )

3

¿ (2)

α 1=3−4 ∙C e

2∙(1−C e)=0.38889 (3)

α 2=2 ∙C e

2∙(1−C e)=2.2222 (4)

α 3=1

2∙(1−C e)=1.61111 (5)

C e=nM

nP

=40005600

=0.6896 (6)

n∈[nmin÷ nmax ]

nmin≅ 0.2 ∙n p≅ 1160 [rot/min] (7)

nmax≅ (1.10 ÷1.25 ) ∙ np≅ 1 .18∗np=6850 [rot/min] (8)

n∈[1160÷ 6850]

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 80000

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

0

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

Caracteristica de turație la sarcină totală

PutereMoment

n [rot/min]

P[kW] M[daN]

n [rot/min] P [kW] M [daN]0 0 0

100 0.676873 64.67519

200 1.470736 7.026441300 2.377031 7.570845400 3.391201 8.100731500 4.508687 8.6161600 5.724931 9.116952700 7.035375 9.603286800 8.43546 10.0751900 9.92063 10.5324

1000 11.48633 10.975181100 13.12799 11.403451200 14.84106 11.81721300 16.62099 12.216431400 18.46321 12.601141500 20.36316 12.971331600 22.31629 13.327011700 24.31804 13.668171800 26.36385 13.994811900 28.44917 14.306942000 30.56943 14.604542100 32.72008 14.887632200 34.89655 15.156212300 37.0943 15.410262400 39.30876 15.64982500 41.53537 15.874822600 43.76959 16.085322700 46.00684 16.281312800 48.24257 16.462782900 50.47222 16.629733000 52.69124 16.782163100 54.89507 16.920083200 57.07914 17.043473300 59.2389 17.152353400 61.3698 17.246723500 63.46727 17.326563600 65.52675 17.391893700 67.5437 17.44273800 69.51354 17.4793900 71.43173 17.500774000 73.2937 17.508034100 75.09489 17.500774200 76.83076 17.4794300 78.49673 17.44274400 80.08825 17.391894500 81.60077 17.326564600 83.02973 17.246724700 84.37056 17.152354800 85.61871 17.043474900 86.76962 16.920085000 87.81873 16.782165100 88.76149 16.629735200 89.59334 16.462785300 90.30972 16.281315400 90.90606 16.085325500 91.37782 15.874825600 91.72044 15.64985700 91.92935 15.410265800 92 15.156215900 91.92783 14.887636000 91.70828 14.604546100 91.3368 14.306946200 90.80883 13.994816300 90.1198 13.668176400 89.26516 13.327016500 88.24036 12.971336600 87.04082 12.601146700 85.66201 12.216436800 84.09935 11.81726900 82.3483 11.40345

2. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale.

V max=0.377 ∙nVmax ∙ rr

i0 ∙iSVn

[km/h],[1] (9)

i0 predet=nVmax ∙ rr ∙ 0.377

V max∙ iSVn

(10)

nVmax=ζ ∙ nP=1.1∙ 5800=6380 [rot/min] (11)

ζ =1.1

iSVm=1

Raza de rulare se calculează cu relația: rr = λ ∙ r0 (12)

unde λ – coeficient de deformare a pneului

Pentru pneul autovehiculului de proiectat se alege valoarea λ = 0.935.

Raza liberă r0 se obține cu relația:

r0=0.5 ∙ Du [mm] (13)

Se aleg anvelopele cu dimensiunea 205/55 R16 91H

Du=D as+2 ∙ H=(16 ∙ 25.4+2 ∙ 0.55 ∙205 )=631.9[mm] (14)

r0=315.95 [mm]

rr=0.935 ∙ 315.95=295.4 [mm] (15)

i0 predet=0.377 ∙6380 ∙ 0.2954

225∙ 0.85=3.71 (16)

Raportul de transmitere predeterminat având o valoare mai mică decât 7, putem afirma că

transmisia principala este simplă, cu o singură pereche de roți dințate aflate în angrenare.

În cazul transmisiei principale simple i0= ZcZp

(17)

Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinți,pornind de la valoarea predeterminată și de la schema cinematică a transmisiei principale.

Tabel 1. Numar minim de dinți Zp

i0 2,5 3 4 5 6-7 >7

zpmin 15* 12* 9 7 5 5

Pentru i0=3.71alegem Zp=9

Zc=i0∙ Z p=> Z¿c 1=33.39 dinți (18)

Se rotunjește Zc1=34 de dinti

Astfel,

i01=Zc 1

Z p

=349

=3.77 (19)

i02=Zc 2

Z p

=339

=3.66 (20)

i03=Zc 3

Z p

=359

=3.88 (21)

Verificare

a) Eroarea relativă a valorii efective față de cea predeterminată

ε i01=|i0 predet−i01|

i0 predet

∙ 100=|3.71−3.77|

3.77∙ 100=1.59 % (22)

ε i02=|i0 predet−i02|

i0 predet

∙ 100=|3.71−3.66|

3.71∙ 100=1.35 % (23)

ε i03=|i0 predet−i03|

i0 predet

∙ 100=|3.71−3.88|

3.71∙ 100=4.58 % (24)

Eroarea cea mai mică este cea corespunzătoare lui

i02=3,66

b) Calculul vitezei maxime și compararea valorilor cu cea prestabilită în tema de proiect

V max 1=0.377 ∙nVmax ∙ rr

i01 ∙iSVn

=0.377 ∙6380 ∙0.2954

3.77 ∙ 0.85=221.7[km/h] (25)

V max 2=0.377 ∙nVmax ∙ rr

i02 ∙iSVn

=0.377∙6380 ∙0.2954

3.66 ∙ 0.85=228.4[km/h] (26)

V max 3=0.377 ∙nVmax ∙ rr

i03 ∙i SVn

=0.377 ∙6380 ∙0.2954

3.88 ∙ 0.85=215.4[km/h] (27)

Viteza cea mai apropiată de cea prevăzută în tema de proiect este cea corespunzătoare lui

i02=3,66

Prez=∑ R ∙V

360=228 [KW] (28)

Prul=f ∙G a ∙V

360=0.018∙14250 ∙225

360=144 [KW] (29)

Pa=V ∙k ∙ A13 ∙ 360

∙V x2=225 ∙0.015925 ∙ 2,17

4680∙ 2252=84[KW] (30)

k=0,06125 ∙C x=0.015925 [daN ∙ s2 ∙ m−4 ] (31)

C x=0.26

A=2170000 [mm¿¿2]¿ (33)

ηt=Pr

P (34)

Pr 1=ηt ∙ P (35)

n=V ∙ i0 ∙ iSVn

0.377 ∙ rr

(36)

ηt=¿ 0.9

P= ηt ∙ Pmax ∙ [α 1∙nn p

+α2 ∙(nnp )2

+α 3 ∙( nn p )

3

¿ (37)

0 50 100 150 200 2500

20

40

60

80

100

120

Definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

PrezP01P02P03P0

V[km/h]

P[kW]

Figura 2. Graficul puterilor corespunzătoare rapoartelor de transmitere și puterea rezistentă

Figura 3 Detaliu intersecția curbelor

3.Determinarea raportului de transmitere maxim al schimbătorului de viteze

De regula, raportul maxim de transmitere se realizeaza in prima treaptă a schimbatorului de viteze. Raportul de transmitere al primei trepte se poate determina din mai multe condiţii: urcarea rampei maxime, viteza minimă in palier pe drum modernizat, lucrul mecanic de frecare la patinarea ambreiajului la pornirea din loc şi din condiţia de pornire din loc în rampă şi cu remorcă.

3.1 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte , iSV 1, din conditia urcarii rampei maxime

Urcarea rampei maxime, pmax , se face cu viteză constantă, neglijând reyistenţa aerului, ca urmare a vitezei reduse de deplasare, şi cu motorul funcţionând la regimul de cuplu maxim. Din bilanţul de tracţiune rezultă:

is 1=ψmax ∙G a ∙ rr

M max ∙i0 ∙ ηt

(3.1)

în care rezistența specifică maximă a drumului se calculează cu relația:

ψmax=f ∙ cos (α pmax )+sin (α p max) (3.2)

V P01 P02 P03 P0 Prez n01 n02 n03 n00 0 0 0 0 0 0 0 0 010 2.03407 1.962801 2.106026 1.99511 0.707384 287.7454 279.3497 296.1412 283.165920 4.876155 4.689842 5.064887 4.774229 1.459072 575.4909 558.6993 592.2824 566.331930 8.428522 8.091695 8.770043 8.244212 2.299369 863.2363 838.049 888.4236 849.497840 12.59344 12.07893 13.11495 12.31192 3.272578 1150.982 1117.399 1184.565 1132.66450 17.27316 16.56213 17.99307 16.88421 4.423003 1438.727 1396.748 1480.706 1415.8360 22.36997 21.45186 23.29786 21.86794 5.79495 1726.473 1676.098 1776.847 1698.99670 27.78611 26.6587 28.92277 27.16996 7.432722 2014.218 1955.448 2072.988 1982.16180 33.42387 32.09322 34.76127 32.69714 9.380622 2301.963 2234.797 2369.129 2265.32790 39.1855 37.66598 40.70682 38.35634 11.68296 2589.709 2514.147 2665.271 2548.493

100 44.97327 43.28758 46.65286 44.0544 14.38403 2877.454 2793.497 2961.412 2831.659110 50.68944 48.86857 52.49287 49.69819 17.52814 3165.2 3072.846 3257.553 3114.825120 56.23628 54.31953 58.12029 55.19457 21.1596 3452.945 3352.196 3553.694 3397.991130 61.51606 59.55104 63.4286 60.4504 25.32271 3740.691 3631.546 3849.835 3681.157140 66.43104 64.47367 68.31124 65.37253 30.06177 4028.436 3910.895 4145.977 3964.323150 70.88349 68.99799 72.66167 69.86781 35.42109 4316.181 4190.245 4442.118 4247.489160 74.77566 73.03457 76.37335 73.84312 41.44498 4603.927 4469.595 4738.259 4530.655170 78.00984 76.49399 79.33975 77.2053 48.17773 4891.672 4748.944 5034.4 4813.821180 80.48827 79.28682 81.45431 79.86122 55.66365 5179.418 5028.294 5330.541 5096.987190 82.11324 81.32364 82.6105 81.71772 63.94705 5467.163 5307.644 5626.683 5380.153200 82.787 82.51501 82.70178 82.68168 73.07222 5754.909 5586.993 5922.824 5663.319210 82.41181 82.77151 81.6216 82.65995 83.08348 6042.654 5866.343 6218.965 5946.484220 80.88995 82.00372 79.26342 81.55938 94.02513 6330.399 6145.693 6515.106 6229.65225 79.66847 81.20777 77.57179 80.57542 99.85869 6474.272 6285.368 6663.177 6371.233

Tabel 2 Parametrii necesari definitivării raportului de transmitere al transmisiei principale

deci :

ψmax=0.018 ∙ cos300+sin 300=0.5156 (3.3)

atunci

is 1=0.5156 ∙1400 ∙9.81 ∙ 0.2954

170 ∙3.66 ∙ 0,92=3.654

(3.4)

3.2 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte, iSV 1 ,din condiţia

deplasării cu viteză minimă in palier

Viteza minimă in palier se adoptă, in funcţie de categoria automobilului, între 3-10 km/h, valorile mai mici fiind pentru vehiculele comerciale, iar cele mai mari pentru autoturisme. Pentru aceasta se folosește relația:

is 1=0.377 ∙ rr ∙nmin

V min ∙ i0

(3.5)

Se consideră turația minimă nmin=1160 [rot/min]

is 1=0.377 ∙ 0.2954 ∙1160

10 ∙3.66=3.529 (3.6)

3.3 Determinarea lui , iSV 1din condiţia pornirii din loc a automobilului

La pornirea din loc, comanda ambreiajului este determinată pentru regimul de funcţionare a motorului termic, pentru valoarea lucrului mecanic de frecare la patinare a ambreiajului, pentru solicitarile dinamice ale transmisiei şi chiar pentru acceleraţia automobilului.

iSV 1=0.1255 ∙F ∙ma ∙ rr

i0 ∙ M am

=0.125 ∙14 ∙ 1400 ∙0.29543.66 ∙ 18

=7.78 (3.7)

3.4 Determinarea raportului de transmitere maxim din conditia de aderenţa

iSV 1 ≤iSφ=(φx+ f ) ∙ ZKφ ∙ rr

M max ∙ i0 ∙ ηt 1

(3.8)

Alegerea soluției constructive a schimbatorului de viteze

Transmisia (cutia de viteze) are rolul de a transforma cuplul si turatia arborelui cotit astfel incit sa se obtina forta de tractiune la roata necesara pornirii din loc a automobilului, atingerii vitezei maxime si a depasirii diferitelor obstacole si neregularitati ale drumului. Aceasta transformare este determinata de particularitatea variatiei cuplului oferit de motor. Principalul neajuns al motorului cu ardere interna folosit la automobile il constituie adaptabilitatea redusa la variatiile sarcinii externe, apreciata prin coeficientul de adaptabilitate, definit ca valoare a raportului dintre momentul motor maxim si momentul motorului la turatia de putere maxima si care este cuprins intre 1,15 – 1,25.

Printre cei mai importanti factori care afecteaza eficienta transmisiilor cu rapoarte fixe de transmitere il reprezinta schema cinematica adoptata, in ceea ce priveste numarul de perechi de roti dintate aflate in angrenare pentru transmiterea cuplului, turatiei si puterii, eficacitatea sistemului de ungere, precizia de fabricare a rotilor dintate si a celorlalte componente ale transmisiei. Cele mai intilnite solutii sint transmisiile cu 2 si 3 arbori.

Figura 4 – Schițe ale transmisiilor utilizate la autoturisme(a) – (d) transmisii cu 3 arbori, (e) – (h) transmisii cu 2 arbori

Deoarece soluția constructivă a autoturismului descris în tema de proiect, și anume soluția de organizară clasică, consider ca cea mai eficientă soluție din punct de vedere al eficienței, montării și al economiei de spațiu este soluția unei transmisii cu 3 arbori, montată longitudinal, în continuarea ambreiajului (de tipul exemplelor de mai sus, a,b,c,d).

4.Ambreiajul

Figura 6. Compunerea generală a ambreiajului

4.1. Momentul de calcul al ambreiajului

Pentru transmiterea de catre ambreiaj a momentului motor maxim fara patinare, pe toata durata de functionare este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului Mc sa fie mai mare decat momentul maxim al motorului. In acest scop se introduce in calcul un coeficient de siguranta β, care ia in consideratie acest lucru. Ca urmare, momentul de calcul al ambreiajului este dat de urmatoarea relatie:

M c=β ∙ M max , (4.1)

undeβ este coeficientul de siguranță al ambreiajului.

Pentru a evita patinarea ambreiajului, trebuie ca si dupa uzura garniturilor de frecare, coeficientul de siguranta sa indeplineasca conditia β ≥ 1.

Se alege β=1.8

M c=1.8 ∙170=306 [Nm] (4.2)

1-Volant

2-Parte conducătoare (Placă de presiune)

3-Parte condusă – Disc ambreiaj

4-Manșon decuplare

5-Furcă

6-Dispozitiv extern de comandă

4.2. Diametrul discului

D=2 Re=2.5 ∙3√ M c

π ⋅ p0 ⋅μ ⋅ i=2.5 ∙ 3√ 306000

π ⋅ 0.20 ⋅0.3 ⋅2=233,204 [mm ] (4.3)

unde:

presiunea de contact p0=0.20 Mpa;

coeficientul de frecare µ=0.3;

numărul suprafeţelor de frecare i=2;

raza exterioară a garniturii de frecare Re.

De 150 160 180200

225 250 280300

305 310 325 350

Di 100 110 125130

150 155 165 175 185 195

g 2,5…3,5 3,5 3,5; 4,0

Tabelul 2.1. Standardizarea dimensiunuilor garniturilor de frecare conform STAS 7793-83

Se standardizează De=250¿] Re=125 [mm ]

Di=155 [mm] Ri=77,5 [mm]

4.3. Forța de apasare pe disc

F=M c

Rm∙ μ ∙i

(4.4)

Rm=23

∙Re

3−Ri3

Re2−Ri

2 =103,1[mm] (4.5)

F= 306000103,1∙ 0.3 ∙2

=494 , 66 [N ] (4.6)

4.5. Lucrul mecanic de patinare

L=π2 ∙n0

2

1800∙

I p

(1− M p

M c)+(1−

M m

M c

)∙I p

I m

(4.7)

I p=ma ∙rr

2

it2 (4.8)

ma=1400+5∙ 75=1775 [kg] (4.9)

it=i0 ∙ iSV 1=3.66∗3.654=13.37 (4.10)

I p=1775 ∙0.29542

13.372 =0.866 (4.11)

n0=1500+nM

3=2833.33 (4.12)

Momentul de inerție al maselor mobile ale motorului și ale părții conducătoare a ambreiajului reduse la axa arborelui cotit:

`

ωm=π∗n p

30=607.374 (4.13)

I m=ψm∙ M max

ωm2 =0.155 (4.14)

unde ψm=(200. .300)

Momentul rezistent la roată, redus la arborele ambreiajului:

M p=ψ ∙ Ga ∙r r

ηt ∙it

=0.1∙ 1400 ∙9.81 ∙0.29540.92 ∙13.37

=32.98

(4.15)

L=π2 ∙2833.332

1800∙

0.866

(1−32.98306 )+(1−170

306) ∙

0.866607.374

=42690

(4.16)

Ls=L

A' ∙i=212589.619

22089.32 ∙2=0.706

(4.17)

A'= π4

∙ (De2−Di

2 )=30220 (4.18)

Δt= γ∗Lmca∗c

=0,5∗426903∗481,16

=14,23 ≤ Δt lim ¿=15 ¿[°C] (4.19)

5. Calculul p ărților conducătoare și conduse ale sistemului de ambreiaj

5.1 Calculul părții conducătoare

Această etapă cuprinde calculul discului de presiune și al elementelor de fixare ale discului de presiune de carcasa ambreiajului, în cazul de față, a bridelor elastice.

5.1.1. Dimensionarea discului de presiune

Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcurilor pe suprafața de frecare, componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri și eventuale pârghii de debreiere și masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului.

red=Re+(3 …5 )=125+4=129¿mm] (5.1)

rid=R i−(3…5 )=77.5−4,5=73[mm] (5.2)

hd=L∗α

c∗π∗ρ∗∆ t∗(r ed2 −rid

2 )= 42690∗0.5

500∗3.14∗7200∗14.23∗(1292−732)=11.72 [ mm ]

hd=12[mm] (5.3)

5.1.2. Calculul elementelor de legătură

Legăturile permanente ale discului de presiune sunt cu carcasa ambreiajului, de la care primește momentul de torsiune al motorului. Această legătură trebuie să asiguri, în faza rigidizării în rotație a pieselor, și mobilități relative axiale necesare cuplării, decuplării și compensării uzurii garniturilor. În figura următoare sunt prezentate trei soluții constructive:

La fixarea prin bride, calculul cuprinde calcului niturilor de fixare a bridelor elastice de carcasă și respectiv de discul de presiune, cu relațiile:

-Pentru strivire:

σ s=M a

z∗A s∗R=

M C

z∗d∗g∗R= 306000

3∗3∗5∗120=56.66 [ MPa] (5.4)

-Pentru forfecare:

τ f=M a

z∗A f∗R=

4∗M C

z∗d4∗π∗R= 4∗306000

3∗34∗π∗120=13.36 [MPa ] (5.5)

,unde A s=d∗g este aria de strivire; A f=π∗d2

4 este aria de forfecare; d este diametrul

nitului; g este grosimea bridei; R este raza medie de dispunere a bridelor, iar z este numărul bridelor.

Figura 5.1.1. Soluții de fixare între discul de presiune și carcasa ambreiajului:

a) fixare prin umăr; b) fixare prin canelură; c) fixare prin bride

Parametrii constructivi ai elementelor de legătura, precum dimensiunile și numărul bridelor au fost alese în conformitate cu cele prezente la modelul similar de autovehicul, și anume BMW 316i.

5.2. Calculul părții conduse

5.2.1 Calculul arborelui ambreiajului

Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiția de rezistență la solicitarea de torsiune determinată de acțiunea momentului motor, diametrul de predimensionare fiind dat de relația:

Di=3√ M c

0,2∗τat

=3√ 3060000,2∗100

=24.82[mm] (5.6)

Di=25 [mm]

τ at=1000 ÷ 1200=110 [ MPa]

,unde τ at reprezentând efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune. Valoarea definitivă a diametrului urmează a fi determinată în funcție de dimensiunile standardizate ale arborilor canelați, de diametrul Di determinat, reprezentând diametrul de fund necesar canelurilor adoptate. Se utilizează canelurile triunghiulare (STAS 7346-83), care pot prelua sarcini și cu șoc, centrarea realizându-se pe flancuri.

În contiunuare, voi enumare dimensiunile standardizate ale canelurilor triunghiulare corespunzătoare arborelui predimensionat anterior, așa cum sunt prezentate în standardul STAS 7346-83:

D=28 [mm ]d=26 [ mm ] p=2.334 [ mm ]z=35 [ caneluri ]da 1=28 [ mm ] , da 2=24.6 [mm]

d f 1=24.55 [ mm ] , d f 2=27.94 [mm]r1=0.3 [mm ] , r2=0.9[mm]

unde :

D=diametrulde capal arborelui,

Fig 5.1.2 Sistem ambreiaj BMW 316i

da 1 , da 2=diametre decap ale arborelui ,respectiv butucului ,

d=diametrulde divizare ,p=pasul de divizare ,z=numărul decaneluri ,r=razade racordarela piciorul ca nelurii(arbore , butuc),d f 1 , d f 2=diametre de picior ale arborelui ,respectiv butucului

5.2.2. Calculul îmbinării dintre butucul discului condus și arborele ambreiajului

Această îmbinare este supusă la strivire pe flancurile canelurilor, iar relația de calcul este:

σ s=k∗2∗M c

Dm∗h∗z∗L= 2∗2∗306000

26∗1.6∗35∗30=29,89 ≤ σas=30[ MPa] (5.7)

în care: k este coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri ( k=1/0,5 pentru caneluri triunghiulare); Dm este diametrul mediu al canelurilor, h este înălțimea portantă a canelurii; z – numărul de caneluri; L – lungimea de îmbinare cu butucul discului condus.

Totodată, canelurile sunt solicitate pe flancul lor și la forfecare, după cum urmează:

τ f=4∗M c

Dm∗b∗z∗l≤ τaf =15[ MPa] (5.8)

5.2.3. Calcul arcurilor elementului elastic suplimentar

Pentru calculul acestor arcuri, momentul limită la care sunt solicitate și care limitează rigiditatea lor minimă se consideră a fi momentul capabil atingerii limitei de aderență la roțile motoare ale automobilului dat de relația:

M e=G ad∗φ∗rr

isv1∗i0∗ηt

=1775∗9.81∗0.8∗0.29543.66∗3.654∗0.92

=334.45 [Nm ] (5.9)

Dacă se consideră că toate cele z arcuri participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forța de calcul este:

F c=M e

z∗Rmed

=334 456∗50

=1114.83[N ] (5.10)

Capetele arcurilor se spijină în ferestre executate în disc şi în butuc. Lungimea ferestrei lf

se face mai mică cu 15..20% , astfel încât la montare arcurile se pretensionează.Pentru dimensiunile ferestrelor se recomandă următoarele dimensiuni: lf=25..27 mm, Re

=40..60 mm, a=1.4..1.6 mm, înclinarea capetelor 1..1.50.

τ et=M e

π∗D3

16

∗k s≤ τ et a=800÷ 1000 [MPa ]

(5.11)

ns=G∗d4

8∗Dm3∗k 1

=¿ (5.12)

k s=4 c−1

4 (c−1 )+ 0.615

c=1.35

c=4 ÷ 5=4.5d=2.5÷ 4=3.5[mm]

C=Dm

dn0=[ns+ (1.5÷ 2 )]≤ 6

k 1=6.5 ÷10=8[daN/mm] [3]

5.3. Calculul arcului diafragmă

Elementele geometrice ale unui arc diafragmă sunt prezentate în figura 5.3.1. Forțele care solicită arcul diafragmă în cele două situații de rezemare care apar în timpul funcționării ambreiajului sunt prezentate în figura 5.3.2.

Se consideră că arcul diafragmă prezintă două elemente funcționale reunite într-o singură piesă: partea tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune și lamelele, care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc, cu rolul de pârghii de debreiere.

Fig. 5.3.1 Construcția arcului diafragmă

Fig. 5.3.2 Forțele care acționează asupra ambreiajuluia) starea ambreiat; b) starea debreiat

Deformarea arcului disc prin intermediul lamelelor se expilcă pe modelul constructiv din figura 5.3.3, unde cele două elemente componente ale arcului diafragmă, arcul disc și pârghiile, sunt prezentate separat. Configurația pârghiilor a fost aleasă, încât rezemarea arcului disc se face pe circumferințele cu diametrele d1 și d2 ca în cazul clasic de solicitare a arcului disc, iar articulațiile pe care oscilează pârghiile se găsesc pe circumferință cu diametrul d2, respectiv d3.

Modelul constructiv îndeplinește în ambreiaj același rol funcțional ca și arcul diafragmă. Acest model poate fi folosit pentru calculul arcului diafragmă, utilizând principiul suprapunerii efectelor produse în cele două elemente componente: arcul disc și pârghiile de debreiere.

Arcul diafragmă are următoarele dimensiuni:

-înălțimea totală a arcului H;-înălțimea arcului h=5 [mm];-grosimea arcului S=3 [mm];-diametrul de așezare d2=180 [mm];-diametrul exterior d1=258 [mm];;-diametrul interior d3=35 [mm];;-numărul de pârghii z=18

Solicitările maxime obținute în arc sunt următoarele:-în arc momentul radial M1 dat de forțele F,Q și tăietoarea T1:

M 1=F2∗( d1−d2 )=495,66

2∗(258−180 )=19,33[ Nm] (5.13)

-în pârghii momentul încovoietor M2 și forța tăietoare T2:

M 2=F2∗( d2−d1 )=26.02 [Nm ] (5.14)

Coeficienții de formă:

k 1=

1π∗(1−d2

d1)

2

d1+d2

d1−d2

− 2

lnd1

d2

=0,483(5.15)

k 2=6

π∗lnd1

d2

∗(d1

d2

−1

lnd1

d2

−1)=1,079 (5.16)

Fig. 5.3.3 Model constructiv al arcului diafragmă

k 3=3

π∗lnd1

d2

∗( d1

d2

−1)=1,147(5.17)

Calculul de rezisență al arcului se face pentru eforturile σ t max folosind relația:

σ t max=4∗E∗f

(1−μ2 )∗k1∗d12∗[k2∗(h− f

2 )+k3∗s]=0.881[ MPa] (5.18)

unde μ este coeficientul lui Poisson, E este modulul de elasticitate al materialului, f este deformația arcului în dreptul diametrului d2, iar S este grosimea discului.

E=2.1∗105

μ=3Pentru calculul deformaţiilor ȋn timpul debreierii se folosesc următoarele relaţii:

q=q1+q2

unde:

q1=f ⋅d2−d3

d1−d2

=5 ⋅ 175−50250−175

=9.29 mm (5.19)

q2=ψ ⋅Q ⋅(d2−d3)

3

24 ⋅ z ⋅E ⋅ I=

1.315 ⋅417 ⋅(175−50)3

24 ⋅ 18⋅21000 ⋅6.667=8.19 mm (5.20)

unde s-au considerat:- coeficient de formă al lamelei Ψ=1.315;- numărul de pârghii z=18;

- momentul de inerţie al secţiunii lamelei I=b ⋅s3

12=10 ∙ 23

12=22.5 mm4

Atunci deformaţia ȋn timpul debreierii este: q=q1+q2=9.29+8.19=17.48 mm

Deformația arcului se calculează cu relația:

F= 4∗E∗S∗f

(1−μ2 )∗k1∗d12∗[ (h−f )∗(h− f

2 )+S2]Aceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului ȋn timpul cuplării. Pentru trasarea

acestei caracteristici deformaţia arcului se va varia de la 0 până la 1.7h. Datele se vor centraliza ȋn tabelul 5.3.4, şi se va trasa caracteristica elastică a arcului reprezentată de figura 5.3.5.

Fig. 5.3.5 Caracteristica elastică a arcului diafragmă

5.4. Calculul sistemului de acționare al ambreiajului

Acest calcul se face în scopul determinării parametrilor acestuia în condițiile în care forța de acționare exercitată de conducător asupra pedalei ambreiajului și cursa pedalei trebuie să se situeze în limite ergonomice. Calculul se desfășoară în două etape, prima fiind cea de dimensionare cinematică a sistemelor de comandă. Următoarea etapă, după dimensionare cuprinde calculul de rezistență, când în funcție de mărimile de intrare ăn sistem – forța la pedală și caracteristicile cinematice ale sistemului se determină forțele și momentele din elementele

f [mm] F[N]0 0

0.5 148.80251 264.5378

1.5 350.882 411.5033

2.5 450.08173 470.2895

3.5 475.80074 470.2895

4.5 457.435 440.8964

5.5 424.36286 411.5033

6.5 405.99217 411.5033

7.5 431.7118 470.2895

Fig. 5.3.4 Deformația arcului în funcție de forță

componente, se identifică solicitările și se efectuează calculele după metodele de calcul al organelor de mașini.

Din punct de vedere al forțelor necesare acționării, al eficienței și al randamentului, am ales sistemul de acționare hidraulică a ambreiajului.

În acest caz, sistemul este alcătuit dintr-o parte mecanică și o parte hidraulică. Partea mecanică este caracterizată prin raportul de transmitere mecanic, im, definit conform relației:

im=

ab∗c

d∗e

f=¿

(5.21)

Forța necesară ce trebuie dezvoltată de tija pistonului din cilindrul receptor este dată de relația:

F2=

Fm∗d

c∗e

f=¿

(5.22)

,unde Fm este forța necesarp la manșon pentru realizarea decuplării ambreiajului.Forța de apăsare asupra pistonului din cilindrul pompei centrale este:

F1=F p∗a

b=¿ (5.23)

,unde F peste forța de apăsare asupra pedalei.

Presiunea de lucru fiind redusă, se poate neglija deformația conductelor, iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de pistonul cilindrului receptor. Considerând aceste ipoteze, conform principiului lui Pascal, putem scrie:

F2

F1

=Dc

2

Dp2 =ih=¿ (5.21)

unde ih este raportul de transmitere al părții hidraulice. Se obține astfel:

Fig 5.4.1 Sistem hidraulic de acționare a ambreiajului

F p=Fm

im∗ih∗ηa

=¿ (5.22)

unde ηa=0,98

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

s2=sm∙cd

(5.23)

ȋn care sm=sl⋅ jd ∙i p ∙i (5.24) unde:

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

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

Se adoptă: sl=3 mm, j d=0.7 mm, i p=1.5, i=2.

Rezultă sm=sl⋅ jd ∙i p ∙i=3∙ 0.7 ∙ 1.5 ∙2=6.3 mm

Se poate calcula cursa cilindrului receptor: s2=sm∙cd=6.3∙ 2=12.6 mm cu

cd=2 .

Cunoscând cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ ȋn cilindrul receptor:

V 2=s2 ∙π ⋅d2

2

4 (5.25)

Se adoptă un diametru al cilindrului receptor ca fiind d2=30 mm.

Atunci rezultă: V 2=s2 ∙π ⋅d2

2

4=12.6 ⋅ π ⋅302

4=8907 mm3 .

Deoarece presiunea de lucru este redusă şi conductele de legătură dintre cilindri au lungime redusă, se poate considera că volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul de lichid genrat de pistonul pompei receptoare, V1=V2.

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

s1=4 ⋅V 2

π ⋅ d12 (5.30)

Alegem un raport dintre d2

d1

=2⇒ d1=d2

2=30

2=15 mm.

Cu acesta rezultă: s1=4 ⋅V 2

π ⋅ d12 =

4 ∙ 8907π ⋅152 =50 mm.

Cursa totală a pedalei Sp a ambreiajului este:

Sp=s1⋅ab

≤150. .180 mm (5.31)

Se adoptă ab=2.5, rezultă Sp=s1⋅

ab=50 ⋅2.5=125 mm<150 …180 mm .

Forţa la pedală nu trebuie să depăşească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce la obosirea excesivă a conducătorului auto.

Forţa la pedală este: F p=F

im ∙ ih ∙ ηa

= 850010⋅ 4 ⋅0.98

=197 N=19.7 daN<20 daN

unde s-au considerat- raportul de transmitere mecanic im=10;

- raportul de transmitere hidraulic ih=4;

- randamentul sistemului hidraulic ηa=0.98.

6. Schimb ătorul de viteze

Schimbătorul (cutia) de viteze realizează, prin valori diferite ale rapoartelor de transmitere, numite trepte de viteză, acordarea posibilităților energetice ale motorului la cerințele energetice ale automobilului în mișcare, cu asigurarea unor performanțe dinamice, de consum de combustibil și de poluare cât mai bune. Aceast subansamblu, a cărei necesitate este determinată de incapacitatea motorului de a satisface diversitatea condițiilor de autopropulsare, îndeplinește următoarele funții:

- schimbarea raportului de transmitere;- inversarea sensului de mers al automobilului- decuplarea motorului termic de roțile motoare (realizarea punctului mort)

În scopul asigurării unei bune adaptabilități a automobilului la condițiile concrete de deplasarea, cutia de viteze trebuie să răspunde unei serii de cerințe, cum ar fi:

- să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoarte de transmitere de mărimi corespunzătoare asigurării unei utilizări raționale a puterii motorului, în condițiile unor performanțe dinamice, economice și de poluare optime;

- construcția să fie simplă, robustă, ușoară, cu un randament mecanic cât mai mare;- să fie sigură în exploatare, ușor de întreținut, cu manevrare simplă, precisă și ușoară;

- să prezinte o gamă largă de utilizare.

Soluția de organizare a automobilului din tema de proiect fiind cea clasică și anume puntea spate este cea motoarea, iar motorul este dispus longitudinal, amplasat deasupra punții din față, schimbătorul de viteze adecvat acestei soluții este cel cu trei arbori, dispus longitudinal.

sasa

Fig. 6.1 Schimbător de viteze cu trei arbori

Nr. Denumire

1 Manetă acționare

2 Arcul disp. fixare

3 Bila disp. fixare

4 Ambreiaj

5 Arbore primar

6 Volant

7 Sincronizator

8 Arbore intermediar

9 Carcasa S.V.

10 Arbore secundar

11 Manșon furcă

12 Tijă culisantă

13 Roți dințate