Download - Automobile - Proiect Furgon.doc

Transcript
Page 1: Automobile - Proiect Furgon.doc

Universitatea Politehnica BucurestiDepartamentul de Autovehicule Rutiere

PROIECT

AUTOMOBILE

Coordonator proiect: Student: Sandu CristianPopa Laurentiu Grupa: 8303-b

An universitar 2012-2013

1

Page 2: Automobile - Proiect Furgon.doc

TEMĂ DE PROIECTARE

Să se efectueze proiectarea generală - functională privind dinamica tracțiunii și ambreiajului pentru un automobil având următoarele caracteristici:

Tipul automobilului: autoutilitară; Caroseria: furgon- locuri și marfă; Număr de persoane(locuri): 2; Masa utilă/totală: masa utilă este mai mică sau egală cu 2000 kg; Viteza maximă: 165 km/h; Panta maximă: 40 %; Alte particularitati: MAC 4x2.

2

Page 3: Automobile - Proiect Furgon.doc

Memoriu tehnic justificativ:

Partea I

1. Analiza unui număr adecvat de modele similare de autovehicule (minim 5), analiza particularităţilor constructive și a principalelor caracteristici dimensionale, masice, energetice. Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta conform cerințelor temei.

2. Studiul organizării generale şi a formei caracteristice pentru autovehiculul impus prin temă.

2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali şi masici ai automobilului precum şi a subansamblurilor acestuia.

2.2 Determinarea formei şi a dimensiunii spaţiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere.

2.3 Întocmirea schiţei de organizare generală.

2.4. Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului atât la sarcină nulă cât şi la sarcină utilă maximă constructivă. Determinarea încărcarilor statice la punţi și a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere şi stabilitatea longitudinală a automobilului în strânsă legătură cu panta maximă impusă prin temă.

2.5. Alegerea anvelopelor şi a jantelor.

3. Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezistenţă a aerului, a ariei secţiunii transversale maxime a automobiului și a randamentului transmisiei.

4. Determinarea rezistențelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare în funcţie de viteza automobilului.

5.Predeterminarea caracteristicii de turație, de sarcină totală a motorului din condiţia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovrhiculului în palier, alegerea motorului și precizarea principalilor parametrii ai motorului ales.

6.Predeterminarea și definitivarea raportului de transmitere ala transmisiei principale. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze.

3

Page 4: Automobile - Proiect Furgon.doc

Partea a II-a

1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta.

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

3. Calculul şi proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare şi ghidare).

4. Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului.

Materialul grafic va cuprinde:

1. Desen de ansamblu al automobilului (3 vederi)

2. Desen de ansamblu al ambreiajului( vedere laterala și secțiune longitudinală)

4

Page 5: Automobile - Proiect Furgon.doc

Cuprins

Capitolul 1.......................................................................................................................................8

Analiza modelelor similare de autovehicule. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta conform temei de proiect.................................................................................................................8

1.1.Alegerea modelelor similare de autovehicule........................................................................8

1.2.Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare..............................................8

1.3.Analiza parametrilor dimensionale exteriori........................................................................10

1.4.Analiza parametrilor masici.................................................................................................13

1.5. Analiza parametrilor energetici...........................................................................................14

1.6 Studierea tipului de automobil ce se va proiecta..................................................................16

Capitolul 2.....................................................................................................................................17

Studiul organizării generale si a formei caracteristice pentru autovehiculul impus prin tema...17

2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai automobilului precum si a subansamblurilor acestuia..........................................................................................................17

2.1.1 Determinarea parametrilor dimensionali.......................................................................17

2.1.2 Determinarea parametrilor masici.................................................................................19

2.1.3 Determinarea parametrilor dimensionali si masici ai subansamblurilor ce compun automobilul impus prin tema.........................................................................................................20

2.2.Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util, inclusive a interiorului postului de conducere ………………………………………………………………..…………………..21

2.2.1.Manechinul bidimensional si postul de conducere………………………………..212.2.2.Elementele principale ale manechinului bidimensional folosit pentru proiectarea

postului de conducere…………………………………………………………………………...222.2.3. Dimensiunile principale ale postului de conducere. Forma scaunului

conducătorului…………………………………………………………………………………...24

2.2.4. Dimensionarea cabinei………………………………………………………….…262.2.5.Dimensiunile volumului util…………………………………………………….…272.2.6. Verificarea vizibilităţii…………………………………………………….………27

2.3.Întocmirea schiței de organizare generală a automobilului de proiectat…………………………..………………………………………………………………27

5

Page 6: Automobile - Proiect Furgon.doc

2.4. Determinarea poziției centrului de masă al automobilului atât la sarcina utilă nulă cât și la sarcina utilă constructivă maximă……………………………………………………..28

2.4.1. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nulă….312.4.2. Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale…………………...32

2.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora…………………...…………..33

Capitolul 3- Studiul rezistentelor la înaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzătoare ,în diferite condiții de utilizare……………………………………..………………..34

a)Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor………………….…………….34b)Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a autovehiculului………………………….36c)Determinarea coeficientului de rezistenţă al aerului………………………………...................37

d)Determinarea randamentului transmisiei………………………………………………………37

3.2.Determinarea rezistenţelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare, în funcţie de viteza autovehiculului…………………………………………………………....……………………..37Capitolul 4 - Predeterminarea caracteristicii la sarcina totală a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin temă………………………...……………………..……………….…..43

4.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier…………………………..………………43

4.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala…………….……47

Capitolul 5- Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale și al primei trepte a schimbătorului de viteze…………………………………………………….………………………....49 5.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale…………………………………………………………………………………… …49 5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze……………………………………………………………………………………… …..54

5.2.1 Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima impusa prin tema........ ……...555.2.2 Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabilita……………………...565.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea

ambreiajului, la pornirea de pe loc………………..…………………………………………….56Partea a-II-a- Capitolul I- Studiul tehnic al soluțiilor constructive posibile pentru ambreiaj și alegerea variantei ce se va proiecta ……………………………………………………………….....57 1.1.Destinația, condițiile impuse și clasificarea ambreiajului…………………..…………....57

1.2. Compunerea ambreiajului………….……………………….…………………………...58 1.3. Prezentarea a doua solutii constructive de ambreiaj……….…….……………………...58

1.3.1.Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice …………………….………...58

1.3.2. Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma………………….………....60

1.4. Alegerea si prezentarea soluţiei constructive…………………….……………………..61Capitolul 2- Calculul și proiectarea principalelor componente ale ambreiajului…………………………………………………………………………………………..…62

6

Page 7: Automobile - Proiect Furgon.doc

2.1.Determinarea momentului de calcul………………………………………………...62

2.2.Determinarea momentului de frecare al ambreiajului …………………………..….62

2.3.Determinarea forţei de apăsare asupra discurilor ambreiajului………………….….64 2.4.Calculul arcurilor de presiune…………………………………………………….....65 2.5.Calculul efortului unitar τ pentru solicitarea la torsiune…………………………….66 2.6.Determinarea numărului de spire………………………………………………..…..67 2.7.Determinarea lungimii arcului în stare liberă……………………………………......68 2.8.Determinarea coeficientului de siguranta al ambreiajului dupa uzarea garniturilor…………………………………………………………………………….......68 2.9.Verificarea la încălzire a ambreiajului……………………………………………....70 2.10. Calculul si proiectarea arborelui ambreiajului…………………………………….71 2.11.Calculul discului condus……………………………………………………………72 2.12.Calculul mecanismului de acţionare……………………………………………......74 2.13.Condiţii generale impuse ambreiajului…………………………………………......78 BIBLIOGRAFIE………………………………………………………………………....79

7

Page 8: Automobile - Proiect Furgon.doc

Partea I

CAPITOLUL 1ANALIZA PARTICULARITĂŢILOR CONSTRUCTIVE ALE

MODELELOR SIMILARE ALESE SI STABILIREA MODELULUI DE AUTOMOBIL CE SE VA PROIECTA

1.1.Alegerea modelelor similare

Se vor alege modele similare de autovehicule in funcție de specificațiile date prin temă . Acestea sunt : tipul autovehiculului, tipul caroseriei, numărul de locuri, masa utilă, viteza maximă, panta maximă și alte particularități. Drept urmare, modelele pe care le vom alege trebuie sa fie autoturisme din clasa autoutilitarelor furgon 2 locuri, având drept echipare motoare diesel, viteza masimă de 165 km/h, tracțiune 4x2 spate.

În urma analizării acestor caracteristici precizate mai sus, am ales 10 modele similare de autoutilitare de tipul furgon : Volkswagen LT35, Fiat Ducato, Opel Movano, Ford Tranzit Furgon, Toyota Hiace, Volkswagen Crafter, Iveco Daily, Gazelle 2705, Renault Mascott, Mercedes Sprinter.

1.2 Analiza particularităţilor constructive ale modelelor similare alese

Toate autoutilitarele studiate sunt construite dupa solutia clasica cu motorul amplasat in fata iar puntea motoare fiind puntea spate.

Mercedes Sprinter 316CDI, este o autoutilitara ce dispune de 4 tipuri de caroserii. Varianta furgon a autoutilitarei dispune de un motor diesel transversal OM 651 DE22LA, capacitate cilindrica 2.143 cc, 4 cilindrii in linie, 4 supape pe cilindru, injecţie directă comandată elecronic cu Common Rail, turbocompresor de eşapament şi sistem de răcire cu aer. Modelul dispune de cutie de viteze tip NSG 360, manuala, sincronizata, cu 6+1 trepte. Rapoarte de transmitere : mers inainte: 5,076; 2,610;1,518;1,000;0,791; mers inapoi: 4,722. Tractiune 4x2 spate. Modelul este echipat cu pneuri 225/70 R15 cu jante din otel 6Jx15.

8

Page 9: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fiat Ducato, este o autoutilitara disponibila in variantele Furgone, Cabinato, Panorama, Minibus, Personalizat.. Echipat cu un motor diesel transversal de 2.3 16v MultiJet 120 CP, cilindree 2287 cc, putere maxima 88 kW, cuplu maxim 320 Nm/2000 rpm. Alimentare: Injectie directa „Common Rail” cu control electronic cu turbocompresor si intercooler. Transmisie 4x2, cutie de viteze cu 6 trepte.Pneuri 205/75 R 15 C.Tractiune 4x2 spate.

Iveco Daily. Daily dispune de un motor turbo diesel asezat transversal cu injecţie directă Common-Rail şi intercooler oferind 5 nivele de putere, 4 cilindrii in linie , 16 supape, supaalimentat su turbocompresor cu supapa wastegate si intercooler. Racire cu apa si ventilator cu cuplaj electromagnetic. Ideal pentru distribuţie urbană, motorul de 2.3 litri este disponibil în varianta de 96, 116 sau 136 CP combinând versatilitatea, puterea şi consumul redus de combustibil. Modelul prezinta o cutie de viteze manuala, sincronizata, tip FPT 2830.5 cu 5 trepte pentru mers inainte si o treapta pentru mers inapoi. Ambreiaj monodisc uscat, cu arc diafragma. Axa fata are suspensie cu roti independente, cu brate duble trapezoidale. Puntea spate este rigida, motoare, cu reductie simpla. Roti duble. Dimensiuni anvelope:195/75 R16,jante din otel cu dimensiunile 5J x16 HI

Opel Movano. Una din numeroasele variante de motorizare ale lui Opel Movano este 2.5 CDTI cu o cilindree de 2.463 cc, o putere de 115 kW si un moment maxim de 290 Nm. Transmisia este manuala cu 6 trepte. Tractiune 4x2 spate. Modelul este echipat cu pneuri 225/55 R17

Volkswagen Crafter, autovehiculul prezinta un motor transversal bazat pe tehnologia TDI cu 5 cilindrii in linie, cu un moment maxim al motorului de 280 Nm la 80kW/109 CP. Deasemenea este prezent si un filtru de particule Diesel. Cutia de viteze este in 6 trepte, manuala. Anvelope de 195 / 75 R 16 C.Tractiune 4x2 spate.

GAZelle 2705, motor Andoria EURO 3, turbo diesel intercooler, 4 cilindri in linie, cilindree 2.417 cc, putere maxima 100CP la 4100 rpm, cuplu maxim 205 Nm la 2000 rpm. Cutia de viteze este manuala cu 5+1 trepte. Tractiune 4x2 spate. Modelul este ecipat cu anvelope 185/75R16C.

Volkswagen LT 35, este echipat cu un motor diesel transversal 2,5 TDI 109 CP, cu injecţie directă Common-Rail şi intercooler. Cutia de viteze este manuala 5+1, tractiune 4x2 spate. Anvelope 225/70 R 15 C 112/110 R, jante 6 J x 15 H2.

Ford Transit Furgon. Autoutilitara prezinta un motor nou 2.4 Duratorq TDCI, 115 CP/ 310 Nm. Modelul cu tractiune spate prezinta deasemenea o transmisie manuala cu 6 viteze Durashift. Pneuri 205/75 R 15 C.

Renault Mascott. Motor transversal DXi3 :130 CP la 3600 rpm – 300 Nm de la 1500 la 2800 rpm. Cutie de viteze manuala cu 6 trepte supramultiplicate, oferind cuplu la viteza redusa, confort de conducere si consum gestionat la viteze mari. Tractiune 4x2 spate, anvelope 215/75 R 16C.

Toyota Hiace, Motor 2.5 litri D-4D 2KD-HI, 4 cilindri in linie ,16 supape DOHC, distributie pe curea.Injectie directa Common Rail. Cutie de viteze manuala cu 6 trepte ,tractiune spate. Anvelope 195/70 R 15C

9

Page 10: Automobile - Proiect Furgon.doc

Particularitatile constructive se refera la solutiile gasite de constructori pentru echiparea modelelor lor cu diferite sisteme, subsisteme, ansamble si subansambluri care sa indeplineasca anumite functii, cat si cu amplasarea lor cat mai ergonomica si eficienta. Astfel vom urmari solutiile gasite la modelele studiate pentru amplasarea motorului, tipul de cutie de viteze, puntea motoare aleasa, tipul motorului si volumul util.

Tabel 1.1. Particularitatile constructive ale modelelor similare alese:Nr. Crt.

Denumire autovehicul

Volum util [m3]

Tip motor

Amplasare motor

Tractiune4x2

Cutie de viteze

1 Mercedes Sprinter 10,5L4

Transversal-fata

Spate 6+1

2 Fiat Ducato 13L4

Transversal-fata

Spate 5+1

3 Iveco Daily 12L4

Transversal-fata

Spate 5+1

4 Opel Movano 10,8L4

Transversal-fata

Spate 5+1

5 Volkswagen Crafter

13L5

Transversal-fata

Spate 5+1

6 GAZelle 2705 9L4

Transversal-fata

Spate 5+1

7 Volkswagen LT 35 13,4L5

Transversal-fata

Spate 5+1

8 Ford Transit Furgon

9,2V6

Transversal-fata

Spate 5+1

9 Renault Mascott 12L4

Transversal-fata

Spate 5+1

10 Toyota Hiace 8L4

Transversal-fata

Spate 5+1

1.3.Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori

Parametrii care definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare ale unui autovehicul fac referire la dimensiunile de gabarit, si la organizare. Dimensiunile de gabarit sunt lungimea

totala( ),lăţimea totala ( ) şi înălţimea autovehiculului( ).Parametrii ce reflectă organizarea

10

Page 11: Automobile - Proiect Furgon.doc

automobilului sunt: ampatamentul(L), ecartamentul faţă-spate( ) si consolele faţă-spate(

).

Toţi acesti parametri enumerati sunt analizati la modelele similare alese, în acest scop întocmindu-se un tabel cu valorile acestora:

Tab 1.2 – Parametrii dimensionali exteriori ai modelelor similar alese

Nr. Crt.

Denumire autovehicul Gabarit[mm] Organizare[mm]La la Ha E1 E2 L C1 C2

1 Mercedes Sprinter 5475 2252 2533 1908 1968 3665 888 9222 Fiat Ducato 6363 2050 2524 1890 1906 3680 1040 16433 Iveco Daily 5997 1996 2760 1696 1540 3300 998 16994 Opel Movano 5399 1990 2486 1740 1725 3578 862 9595 Volkswagen Crafter 5290 1986 2470 1738 1724 3400 894 9966 GAZelle 2705 5540 2075 2300 1700 1560 2900 1030 16107 Volkswagen LT 35 5720 1930 2340 1740 1720 3564 986 11708 Ford Transit Furgon 5230 2220 2050 1520 1562 3050 928 12529 Renault Mascott 5246 2260 2200 1680 1648 3240 912 109410 Toyota Hiace 5240 1800 1995 1560 1540 3430 890 920

Fig, 1.1 Dimensiunile de gabarit ale modelelor similare alese

11

Page 12: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fig 1.2 Dimensiunile de organizare ale modelelor similare alese.

Analizând tabelul 1.2, care cuprinde valorile parametrilor ce reflecta caracteristicile exterioare ale modelelor similare, se pot trage anumite concluzii cu privire la acestea.

Se poate constata că valoarea cea mai mare a lungimii( =6363mm) se intâlneşte la

modelul 2(Fiat Ducato),iar =5230mm reprezintă cea mai mică valoare si se intâlneşte

la modelul 8(Ford Transit Furgon).

Valoarea lăţimii =2260mm reprezintă cea mai mare valoare şi se întâlneşte la modelul

9(Renault Mascott),iar =1800mm reprezintă valoarea minimă si se întalneşte la modelul

10(Toyota Hiace).

Înăltimea =2533mm reprezintă cea mai mare valoare si se întâlneşte la modelul

1(Mercedes Sprinter),iar =1995mm reprezintă valoarea minimă si se regaseşte la

modelul 10(Toyota Hiace).

Ecartamentul faţă =1908mm reprezintă valoarea maximă şi care se regăseşte la

modelul 1(Mercedes Sprinter), iar =1560mm reprezintă valoarea minimă a acestuia si

se regaseşte la modelul 10(Toyota Hiace).

12

Page 13: Automobile - Proiect Furgon.doc

Ecartamentul spate =1968mm reprezintă valoarea maximă şi care se regăseşte la

modelul 1(Mercedes Sprinter) ,în schimb =1540mm reprezintă valoarea minimă şi

care se regăseşte la modelele 3(Iveco Daily)si 10 (Toyota Hiace).

Consola faţă =1040mm şi =862mm reprezintă valoarea maximă respectiv valoarea

minimă care se regăsesc la modelele 2(Fiat Ducato) si 4(Opel Movano) , iar =1699mm

şi =920mm reprezintă valorile maxime respectiv minime întalnite la modelele 3(Iveco

Daily) si 10(Toyota Hiace).

1.4 Analiza principalilor parametri masici

Principalii parametri masici sunt caracterizati de: masa proprie “ ” , masa utilă

nominală “ ”,masa totala si coeficientul de tara. Pentru studiul acestor parametrii s-au

folosit informatii din sursele urmatoare:[1],[2],[3],[6],[9] si [10].

Tab 1.3– Parametrii masici ai modelelor similare aleseNr. Crt.

Denumire autovehicul Masa proprie <mo> [kg]

Masa utila

<mun> [kg]

Masa totala <ma> [kg]

ηu

1 Mercedes Sprinter 2560 1550 4110 1,6512 Fiat Ducato 2105 1450 3555 1,4513 Iveco Daily 2295 1355 3650 1,6934 Opel Movano 2240 1531 3771 1,4635 Volkswagen Crafter 2140 1391 3531 1,5386 GAZelle 2705 2050 1500 3550 1,3667 Volkswagen LT 35 1980 1105 3085 1,7918 Ford Transit Furgon 1863 1400 3263 1,3309 Renault Mascott 1977 1465 3442 1,34910 Toyota Hiace 1900 1240 3140 1,532

Coeficientul de tara se calculeaza cu relatia :

[-] (1.1)

13

Page 14: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fig.1.3 .Reprezentarea grafică a principalelor caracteristici masice ale modelelor similare alese

Din tabelul 1.2 se poate observa că modelul 1(Mercedes Sprinter) are cea mai mare masă

proprie =2560 kg, iar modelul 8 are cea mai mică masă proprie =1863 kg.

Masa utilă nominală( ) are cea mai mare valoare =1550kg la modelul

1(Mercedes Sprinter), cea mai mică valoare regăsindu-se la modelul

7(Volkswagen LT 35).

Masa raportata ) are cea mai mare valoare(853,333 kg) la modelul 1(Mercedes

Sprinter) cea mai mică valoare(121,471) regăsindu-se la modelul 8(Ford Transit Furgon).

1.5 Analiza principalilor parametri energetici

Parametrii energetici ai modelelor similare alese care vor fi studiati sunt: cilindreea totala(

), raportul de compresie(ε), puterea maxima( ), turaţia la putere maximă( ),

momentul maxim( ), turaţia la moment maxim( ), puterea specifică( ) ,

puterea litrica( ), puterea raportata la masat totala Pmasa totala ,emisii CO2 , consum de

combustibil, alezaj x cursa, timpul de demarare de la 0-100 km/h. Pentru analizarea tuturor acestor parametrii enumeraţi s-au întocmit 2 tabele cu valorile acestora de la modelele similare alese.

14

Page 15: Automobile - Proiect Furgon.doc

Puterea specifică este un parametru ce ne poate ajuta la definitivarea unor idei despre caracteristicile dinamice ale automobilului si poate fi calculată cu formula:

[kW/kg] (1.2)

Pentru analizarea tuturor parametrilor mentionati mai sus s-a intocmit tabelul 1.4 cu valorile acestora de la fiecare model similar ales.Tab 1.4 – Parametrii energetici ai modelelor similare alese

Nr. Crt.

Denumire autovehicul Pmax

[kw]nP

[rpm]Mmax

[Nm]nM

[rpm]Pspecifica

[kW/kg]

1 Mercedes Sprinter 120 3800 360 2000 0,04682 Fiat Ducato 88 3600 320 2000 0,04183 Iveco Daily 78 3400 290 2300 0,03394 Opel Movano 115 3500 290 1600 0,05135 Volkswagen Crafter 80 3200 280 2000 0,03736 GAZelle 2705 78 4100 205 2000 0,03807 Volkswagen LT 35 90 3800 290 1800 0,04548 Ford Transit Furgon 90 3600 310 1700 0,04839 Renault Mascott 118 3600 300 2000 0,059610 Toyota Hiace 86 3600 294 1900 0,045

Tabel 1.4.1 Parametrii energetici ai modelelor similare alese

Nr. Crt.

Denumire autovehicul Vmax fara limitator [km/h]

Emisii CO2 in regim mixt [g/km]

Consum mixt [l/100 km]

1 Mercedes Sprinter 160 210 8,22 Fiat Ducato 155 190 8,43 Iveco Daily 160 210 8,14 Opel Movano 145 215 8,25 Volkswagen Crafter 160 219 8,36 GAZelle 2705 130 222 8,67 Volkswagen LT 35 130 220 8,58 Ford Transit Furgon 155 150 8,19 Renault Mascott 143 215 8,710 Toyota Hiace 152 224 8,5

Concluzii trase din studierea datelor strânse în capitolul I.

15

Page 16: Automobile - Proiect Furgon.doc

Se constată faptul că majoritatea constructorilor au optat pentru un tip de motor cu 4 cilindrii in linie, doar modelele 5 si 7 avand un motor cu 5 cilindri in linie si modelul 8 un motor cu 6 cilindri in V.

Ţinând cont de masa modelelor similare alese cat si de destinatia acestora se observă ca cilindreea totală variază între 2143 cm³si 2498 cm³, valoarea minimă aparţinând modelului 1(Mercedes Sprinter) si valoarea maximă modelului 5(Volkswagen Crafter).

Rapoartele de comprimare variaza intr-o plaja foarte restrânsă de valori(16.2:1 la modelul 2 la 18,1:1 la modelul 9).

Puterea maximă are cea mai mică valoare la modelele 3 si 6 iar pe cea mai mare o are modelul 1.

Turaţia ce corespunde puterii maxime cea mai ridicată o are modelul 6, iar pe cea mai mică o are modelul 5.

Momentul maxim, o caracteristică foarte importantă a motorului, are valori cuprinse între 360Nm la modelul 1 si 205Nm la modelul 6.

Turaţia ce corespunde momentului maxim este cuprinsă într-o plajă de valori între 1600rot/min la modelul 4 si 2300 rot/min la modelul 3.

Valoarea maximă a puterii specifice se obtine pentru modelul 9(Renault Mascott) iar cea minimă pentru modelul 3(Iveco Daily).

1.6 Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta

Pe baza documentatiei realizate mai sus, ne-am propus alegerea unui model similar preferential in functie de accesibilitatea acestora si de caracteristicile impuse prin tema.Acest autovehicul este: Fiat Ducato.

Pe baza ideii generale facute in urma parcurgeii capitolului I vom prezenta in figura 1.6.1 schita provizorie a autoutilitarei ce urmeaza a fii proiectata in capitolele urmatoare.

16

Page 17: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fig 1.4 Forma constructiva preliminara a automobilului impus prin tema

Capitolul 2.Studiul organizării generale şi a formei constructive

pentru autoturismului impus prin temă.

2.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali şi masici ai autoutilitarei Pentru stabilirea principalilor parametrii dimensionali si masici s-au folosit tabelele cu date si figurile grafice in care se evidentiata evolutia parametrilor modelelor similar. Tinanand seama de limitele in care se incadreaza parametrii dimensionali si masici ai modelelor similare, dar si de modelul preferential (Fiat Ducato) se aleg principalele caracteristici ale automobilului de proiectat

17

Page 18: Automobile - Proiect Furgon.doc

2.1.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali exteriori

In vederea predeterminarii parametrilor dimensionali ai autovehiculului de proiectat se va folosi metoda intervalului de incredere.Aceasta metoda va fi aplicata pentru fiecare parametru dimensional ce trebuie determinat urmandu-se pasii corespunzatori.

Etapa 1presupune calculul mediei valorilor cunoscute de la modelele similare alese

pentru parametrul ,

= (2.1)

Unde:

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

valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j;

Etapa 2 presupune calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respective:

= (2.2)

Etapa 3 presupune calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respective:

= 100[%]; (2.3)

Etapa 4 consta in determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii :

, (2.4)

unde k= -1, iar t(P,k) s-a ales 0.95 .

18

Page 19: Automobile - Proiect Furgon.doc

(2.5)

Tabelul 2.1 – Utilizarea metodei intervalului de incredere pentru determinarea parametrilor dimensionali exteriori

Nr Crt

Parametri dimensionali

X Sx Cvx t Ix Xales

1 L 3525 168 4.7 0.95 (3454-3596) 3560

2La

5705 457 8.01 0.95 (5511-5899) 5860

3 Ha

2555 117 4.6 0.95 (2505-2604) 2550

4 la

2055 113 5.5 0.95 (2007-2103) 2100

5 E11794 97 5.4 0.95 (1753-1835) 1830

6 E21773 169 9.5 0.95 (1701-1845) 1840

Valoarea lungimii toatale a autoutilitarei a fost aleasa si este 5860 mm. Se observa

ca valoarea lungimii autovehiculului este apropiata de cea a modelului similar ales.Aceasta dimensiune a fost aleasa si din punct de vedere constructiv deoarece se cauta obtinerea unui spatiu cat mai bun pentru pasageri si pentru bagajele acestora.

Ampatamentul a fost ales L=3560 mm pentru faptul ca o dimensiune foarte buna a acestui parametru permite o organizare mai buna a spatiului destinat incarcarii.

Latimea automobilului a fost aleasa =2100 mm, pentru ca se doreste o valoare

apropiata de cea a modelului ales si pentru faptul ca joaca un rol foarte important si in stabilirea volumului interior.

Ecartamentul fata si respectiv spate a fost ales astfel incat valorile sa fie cat mai aproape de cel al modelului similar ales el avand un rol extreme de important in stabilitatea autoutilitarei.

19

Page 20: Automobile - Proiect Furgon.doc

2.1.2 Predeterminarea principalilor parametri masici

Valorile acestor parametrii masici ce au fost enumerati mai sus se vor determina folosind aceeasi metoda folosita si la predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si anume metoda intervalului de incredere. Toate valorile parametrilor vor fi determinate raportandu-ne la valorile acestora de la modelul similar ales.

Tabelul 2.2.Utilizarea metodei intervalului de incredere la adoptarea masei raportateParametru ηu [kg] ηu Sηu Cvηu[%] Iηu ηu,ales

Masa raportata

(η u)

1.651

1.56 0.098 6.3 1.52-1.60 1.55

1.451

1.693

1.463

1.538

S-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta: ma=m0+mun=3570 kg m0=2170 kg

mun=1400 kg.

2.1.3 Determinarea parametrilor masici pentru principalele subansambluri componente ale autoutilitarei

Pentru determinarea parametrilor masici ai subansamblurilor principale se va întocmi un tabel în care se va trece fiecare subansamblu cu valoarea masei proprii şi ponderea acestuia din masa automobilului. Datele se se înscriu în tabelul 2.3.

Tabel 2.3 Repartizarea maselor pe subansambluri

20

Page 21: Automobile - Proiect Furgon.doc

Nr.crt. Subansamblu Participatie[%] Masa calculata

[kg]

Masa aleasa

[kg]

Forma geometrica

1 Motor 10.60 230 230

2 Punte fata complet echipata

12.50 271 270

3 Punte spate complet echipata 19.30 418 415

4 Ambreiaj si SV 3 65 65

5 Sistem de directie 0.80 17 15

6 Sisteme de evacuare 0.70 15 15

7 Transmisie cardanica 1.20 26 25

8 Scaune 1.84 39 40

9 Roata de rezerva 1.26 27 25

10 Rezervor de combustibil cu conducte ¼ incarcate

2 43 45

11 Instalatie electrica completa

1.26 27 25

12 Radiator 0.59 13 15

13 Usa culisanta 3.84 83 80

14 Caroserie 38.11 827 825

15 Conducator 3 65 65

T - 100 2166 2155 -

Comentarii :Ponderile masice ale subansamblurilor autoturismului proiectat au fost alese in functie

de clasa din care face parte. Raportarea se face la masa proprie. Motorul cu care va fi echipat autoturismul impus prin tema va fi un motor cu 5 cilindrii in linie a carei forma simplificata este considerata a fi un dreptunghi .Motorul va fi amplasat central longitudinal.Automobilul va

21

Page 22: Automobile - Proiect Furgon.doc

fi echipat cu discuri ventilate pentru toate cele patru roti.Se considera faptul ca masa instalatiei electrice, cu toate componentele sale, este concentrata in acumulator.

2.2.PREDETERMINAREA FORMEI SI A DIMENSIUNILOR SPATIULUI UTIL, INCLUSIV A INTERIORULUI POSTULUI DE CONDUCERE.

Principalele dimensiuni interioare ale automobilelor. Din lucrarea [3] se extrag urmatoarele informatii despre dimensiunile interioare ale automobilelor:

Organizarea si dimensiunile postului de conducere; Amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora; Dimensiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc.) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului. Organizarea si

dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.

2.2.1.Manechinul bidimensional si postul de conducere.Pentru a se determina forma postului de conducere se va ţine seama de studiile

ergonomice care s-au efectuat în acest domeniu, pe bază cărora sunt stabilite anumite norme ce asigură o poziţie comodă şi sigură pentru conducătorul autovehiculului, acţionarea comenzilor în condiţii de siguranţă şi fără eforturi mari.

Astfel de norme sunt prezentate în mod sistematic în STAS R10666/3-76, în care sunt stabilite caracteristicile manechinului bidimensional, care va fi folosit la determinarea dimensională şi morfologică a postului de conducere în cazul autocamioanelor.

Ţinând cont ca media înălţimii a populaţiei a crescut în ultimii 10 ani, iar descoperirile în domeniul ergonomic sunt din ce în ce mai importante şi cerinţele de confort şi siguranţă din ce în ce mai severe, se pot face anumite modificări şi îmbunătăţiri.

În general, postul de conducere trebuie sa asigure un compromis între siguranţă şi confort, astfel încât conducătorul să nu adoarmă la volan, mai ales pe perioade lungi de deplasare, dar eforturile pentru acţionarea comenzilor să fie reduse.

Pentru proiectarea postului se foloseşte manechinul plan (2D) acest manechin este un accesoriu care simulează statura omului. Principalele elemente ale acestui manechin sunt prezentate în figura 3.2.

22Grupă 10% 50% 90%A 390 417 444B 408 432 456

Page 23: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fig. 2.2.2.Elementele principale ale manechinului bidimensional folosit pentru proiectarea postului de conducere.

Condiţiile ergonomice şi tehnice pentru proiectarea postului de conducere sunt extrase din STAS R106666/1-76 din care se aleg dimensiunile corespunzătoare. De asemenea se aleg şi alte dimensiuni relative pentru amplasarea organelor de comandă.

În figura 2.2.2.sunt prezentate aceste dimensiuni şi forma scaunului conducătorului, determinate de elementele ergonomice ale manechinului prezentat anterior.

Tabel. 2.2.2. Dimensiuni principale ale cabinei si postului de conducere.Denumire Simbolizare Dimensiuni [mm]Latimea interioara a cabinei min:(3 locuri fara cuseta) C 1750Scaunul conducatorului-distanta dintre partea inferioara a volanului si spatarul scaunului , min

e1 370

-distanta dintre partea inferioara a volanului si suprafata scaunului, min

e2 180

-distanta de la partea inferioara a volanului pana la tapiseria interioara a peretelui din spate al cabinei:

M 600

-adancimea scaunului, min B 400-latimea pernei scaunului, min A 450

23

Page 24: Automobile - Proiect Furgon.doc

-unghiul dintre perna scaunului si spatar, min 95o

-unghiul de inclinare a suprafetei pernei scaunului 7o

-unghiul de regalre a inclinarii a suprafetei pernei scaunului

o

-unghiul de reglare a inclinarii spatarului scaunului -5o

+9o

-reglarea longitudinala a scaunului, min X 100-reglarea longitudinala a scaunului spre fata, max 50-reglarea inaltimii scaunului, min Y 80Organele de comanda-deplasarea axei volanului fata de axa longitudinala de simetrie a scaunului conducatorului, max

T

-distanta dintre axa pedalei de frana si axa pedalei de ambreiaj, min

V 150

-distanta de la axa pedalei de frana si axa pedalei de acceleratie, min

U 110

-distanta de la axa pedalei de ambreiaj pana la peretele lateral al cabinei, min

P 110

-distanta de la axa pedalei de acceleratie pana la peretele din partea dreapta cel mai apropiat, min

S 80

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

I50...100

axa pedalei de ambreiaj JUnghiurile si distantele determinate cu ajutorul manechinului:-unghiul dintre corp si coapsa

195o-120o

-unghiul dintre coapsa si gamba1

95o-135o

-unghiul dintre gamba si talpa piciorului drept in pozitie de lucru

190o

-unghiul dintre gamba si talpa piciorului drept ridicata de pe pedala

290o-110o

24

Page 25: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fig.2.2.3. Dimensiunile principale ale postului de conducere. Forma scaunului conducătorului

25

Page 26: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fig 2.2.4

26

Page 27: Automobile - Proiect Furgon.doc

2.2.4. Dimensionarea cabineiDupă ce au fost determinate principalele caracteristici ale postului de conducere, se face

în continuare dimensionarea cabinei.Forma cabinei determinată în aceasta etapă a proiectului poate fi modificată ulterior pe

baza unor criterii de organizare generală sau de aerodinamică.Ţinând cont de faptul că pentru aceste autovehicule, cabina nu este un volum complet

izolat ci face parte din întregul vagon, se va face o concordanţă între dimensiunile acestuia şi cele ale volumului util, determinate anterior. De asemenea se vor respecta dimensiunile determinate pentru postul de conducere .

Tot pentru postul de conducere, în cadrul cabinei, se va face o verificare conform STAS R 10666 /2-76 pentru grupele dimensionale reprezentative 10% şi 90 % ale manechinului 2D în poziţiile externe ale scaunului.

Deoarece postul de conducere a fost proiectat în subcapitolul anterior cu ajutorul manechinului 50% în continuare, verificarea se va face pentru grupele 90% şi 10%.

Fig.4.3. Determinarea formei cabinei şi verificarea dimensiunilor cu ajutorul manechinelor plane 10% şi 90%

27

Page 28: Automobile - Proiect Furgon.doc

2.2.5.Dimensiunile volumului util.Din intervalul de incredere a fost ales ca volum util o cantitate de 10 m3.Spatiul de marfa de forma paralelipipedica:

Lungime interioara 3000 mm Latime interioara 1800 mm Inaltime interioara 1900 mm

In acest volum util incap 20 eruopaleti neincarcati cu dimensiunile de 1200x800x155.

2.3.ÎNTOCMIREA SCHITEI DE ORGANIZARE GENERALA A AUTOMOBILULUI DE PROIECTAT.

Intocmirea schitei de organizare generala a automobilului de proiectat.Pentru automobilul proiectat s-a ales solutia clasica de organizare generala si anume

motor fata, punte motoare spate.Fig.2.3.1 Schita de organizare generala a automobilului de proiectat.

Aceasta solutie de organizare are urmatoarele avantaje: incarcari statice ale puntilor apropiate; solicitare redusa a suportilor motorului sub actiunea momentului la iesirea din

schimbatorul de viteze; accesibilitate usoara la motor; punte fata simpla, cu posibilitatea aplicarii de diverse variante constructive; mecanism de comanda a schimbatorului de viteze simplu;

28

Page 29: Automobile - Proiect Furgon.doc

se poate utiliza un schimbator de viteze cu priza directa ceea ce implica un randament ridicat;

utilizarea unui sistem de evacuare a gazelor de lungime mare, cu silentiozitate buna si posibilitate de montare usoara a convertorului catalitic;

incalzire eficace a habitaclului datorita traseului de lungime mica al aerului si al apei.Printre dezavantaje se numara urmatoarele: la incarcare partiala a autoturismului, puntea motoare este relativ descarcata, ceea ce reduce capacitatea de trecere pe drum de iarna sau umed si creste pericolul patinarii rotilor, mai ales la viraje stanse; regim de miscare rectilinie mai putin stabil decat in cazul rotilor din fata motoare (automobilul este impins si nu tras); la aplicarea franei de motor sau a franei de serviciu moderate, la deplasarea in viraj, autoturismul supravireaza; necesitatea utilizarii arborelui cardanic, ceea ce complica structura transmisiei , lungime mare a automobilului, masa proprie relativ mare si cost ridicat.

2.4. DETERMINAREA POZITIEI CENTRULUI DE MASA AL AUTOMOBILULUI ATAT LA SARCINA UTILA NULA, CAT SI LA SARCINA UTILA

CONSTRUCTIVA MAXIMA.

Pentru determinarea centrului de masa al autovehiculului se va alege un sistem de axe de coordonate (X,Z) care se va pozitiona pe schita de organizare generala. Sistemul de coordonate are originea in punctul de contact cu solul a pneului de la puntea spate, in primul rand pentru simplificarea masurarii si calcularii valorilor. Pe aceasta schita se vor preciza toate centrele de greutate ale subansamblelor anlizate in capitolul 2.

Pozitia centrului de greutate se va determina pentru doua cazuri.Cazul 1:determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nula.Cazul 2:determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila maxima constructiva

Pentru deteminarea pozitiei centrului de greutate al autovehiculului se folosesc relatiile:

; (2.1)

29

Page 30: Automobile - Proiect Furgon.doc

si (2.2)

in care este masa subansamblului j, in kg, iar şi sunt coordonatele centrului de

greutate al subansamblului j,fata de sistemul de axe,XOZ, ales in mm.In legatura cu pozitia centrului de masa pentru o persoana asezata pe scaun: in cazul

scaunelor fixe ,centrul de masa se afla la distanta de 50 mm fata de punctul R ,in sensul de mers,iar in cazul scaunelor reglabile acesta distanta este de 100 mm.Inaltimea centrului de masa pe verticala ,fata de punctul R, are valoarea medie 180 mm.

Cazul 1. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nula.

Pentru determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nula se fac urmatoarele ipoteze:

O singura persoana in interior si anume conducatorul 75 kg; Rezervorul este incarcat la ¼ din capacitate;

Tabelul 2.4 – Determinarea centrului de masaNr crt

Denumire masa (subansamblu)

mj xj zj xj*mj zj*mj

[kg] [mm] [mm] [mm*kg] [mm*kg]1 Motor 154 3988 775 614152 1193502 Punte fata complet echipata 345 11003 1325 1264850 1378403 Punte spate complet echipata 495 0 1316 0 2018504 Ambreiaj si SV 86 3404 662 292744 569325 Sistem de directie 25 3485 1330 87125 332506 Sistem de evacuare 25 968 363 24200 90757 Transmisie cardanica 23 1940 425 44620 97758 Scaune 50 2697 1363 134850 681509 Roata de rezerva 40 505 967 20200 38680

10 Rezervor combustibil cu conducte ¼ incarcat

32 742 516 23744 16512

11 Instalatie electrica completa 41 7858 2539 164778 51476 12 Radiator 40 4370 844 174800 33760

13 Usa culisanta 50 1740 1411 87000 7055014 Caroserie 705 5374 3208 1193700 81355515 Conducator 75 2838 1409 212850 105675

Σ0 2200 4395963 1786394

30

Page 31: Automobile - Proiect Furgon.doc

xG= si zG=

Cazul 2. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila maxima constructiva.

Pentru determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila maxima constructiva se fac urmatoarele ipoteze:

Masa utila 1480 kg din care: Conducatorul 75 kg; Rezervorul este incarcat capacitate maxima; 2 pasageri a cate 68 kg; 20 europaleti.

Tabel 2.5. Pozitiile centrelor de greutate ale subansamblurilorNr crt

Denumire masa (subansamblu)

mj xj zj xj*mj zj*mj

[kg] [mm] [mm] [mm*kg] [mm*kg]1 Motor 154 3988 775 614152 1193502 Punte fata complet echipata 345 11003 1325 1264850 1378403 Punte spate complet echipata 495 0 1316 0 2018504 Ambreiaj si SV 86 3404 662 292744 569325 Sistem de directie 25 3485 1330 87125 332506 Sistem de evacuare 25 968 363 24200 90757 Transmisie cardanica 23 1940 425 44620 97758 Scaune 50 2697 1363 134850 681509 Roata de rezerva 40 505 967 20200 38680

10 Rezervor combustibil cu conducte ¼ incarcat

32 742 516 23744 16512

11 Instalatie electrica completa 41 7858 2539 164778 51476 12 Radiator 40 4370 844 174800 33760

13 Usa culisanta 50 1740 1411 87000 7055014 Caroserie 705 5374 3208 1193700 81355515 Conducator 75 2838 1409 212850 10567516 Incarcatura(europaleti) 1286 844 1525 1085384 1961150

Σ0 3680 5869951 3969096Incarcarile statice la cele doua punti , corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt:

31

Page 32: Automobile - Proiect Furgon.doc

01,0 0

bG G

L

Rezulta G1,0

=1244,5 [daN]

02,0 0

aG G

L

Rezulta G2,0

=955 [daN]

1 a

bG G

L

Rezulta G1

=1677 [daN]

2 a

aG G

L

Rezulta G2

=2003 [daN]

In procente incarcarile puntilor sunt:

X1,0 = 56,56 % X2,0 = 43,44 %

X1 = 45,57 % X2 = 54,43 %

Pentru aprecierea solicitarii drumului din punctul de vedere al incarcarilor la punti se utilizeaza urmatoarea marime:

4

1

10

pN

jj

sola

G

FG

[103 *daN] ,

Fsol= 65,23 daN 80.

2.4.1 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut in vedere si parametri geometrici ai capacitatii de trecere. Definitivarea lor este incheiata odata

32

Page 33: Automobile - Proiect Furgon.doc

cu intocmirea schitei de organizare generala si a desenului de ansamblu.Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime impuse in tema de proiect.Parametrii geometrici ai capacitatii de trecere sunt date în tabelul 2.

Tabel 2.6. Caracteristici de stabilitateParametru Valoare

Garda la sol [mm] 210Unghiul de atac [0] 22Unghiul de degajare [0] 18Raza lomgitudinală de trecere [mm]

5960

Raza tranversală de trecere [mm] 1466

Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt la urcarea pantei maxime impusa prin tema de proiectare.

Tinand cont ca automobilul de proiectat are tractiune fata se vor utiliza urmatoarele expresii pentru unghiul limita de patinare si rasturnare:

- Unghiul limita de patinare:

( tractiune spate) (2.12)

x =0,8

0,4

αpa=21°

-Unghiul de rasturnare: (2.13)

33

Page 34: Automobile - Proiect Furgon.doc

( )prg

barctg

h

56°

Panta maxima din tema de proiectare este de 40% adică un unghi de aproximativ 210.Conditiile de stabilitate longitudinala, la deplasarea automobilului pe panta maxima impusa sunt:

maxpr pa p , pentru 0,70..0,80x

2.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora.

Numarul de pneuri la cele doua punti ale autovehiclului sunt : 2 pneuri pentru puntea fata, respectiv 4 pneuri pentru puntea spate.

Încărcările statice pe pneurile autoutilitarei corespunzatoare sarcinii utile maxime:

34

Page 35: Automobile - Proiect Furgon.doc

Zp1= kg

Zp2= kg

Qpnec

=(max Zpj)/k

q; k

q=1

Qpnec=838,5Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitatea

portanta: Qp≥Qpnec, dar cat mai aproape de Qpnec.Indicele de incarcare al pneurilor va fi 102 care suporta o capacitate de incarcare de 850 kg,

iar pentru puntea spate unde avem roti jumelate vom avea un indice de incarcare a pneurilor de 530 kg corespunzator valorii 86. 102/86.

Indice de viteza J (100 km/h).Indicele de viteza al pneurilor alese va fi L care poate suporta viteze maxime de pana la 120

km/h, deoarece autoutilitara proiectata are viteza maxima limitata la 90 km/h.Valoarea diametrului jantei va fi de 15 inch.

Principalele caracteristici ale pneului ales: Simbolizare anvelopa: 225/75 R 15 102/86 L Latimea sectiunii pneului, Bu=225mm Diametrul exterior, De=549.75mm si raza libera, r0=0.5*De=274.875mm; Raza statica, rs sau raza dinamica, rd=rs=275 mm; Raza de rulare, rr=λ*r0=286 mm; Capacitatea portanta a pneului, Qp=838,5 si presiunea aerului din pneu corespunzatoare,

pa=3bar; Viteza maxima de exploatare a pneului, Vmaxp=165km/h, care trebuie sa indeplineasca

conditia: Vmaxp≥Vmax (165km/h>90km/h). Indicele de sarcina este 102 pentru puntea fata 9roti simple) si 86 pentru puntea spate

(roti jumelate).

Capitolul 3

35

Page 36: Automobile - Proiect Furgon.doc

Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare ,in diferite conditii de utilizare

a)Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor

Rezistenţa la rulare depinde de numeroşi factori cum ar fi construcţia pneului,viteza de deplasare,presiunea aerului din pneu,încărcarea radială a pneului,rularea cu deviere,momentul aplicat roţii,calea de rulare.Coeficientul de rezistenţă la rulare se determină pe cale experimentală pe baza rezultatelor obţinute propunându-se numeroase formule empirice cele mai simple dintre ele referindu-se la viteza de deplasare:

f= + V +

unde:

reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică,

[h/km] şi [h2/km2] coeficienţi de influenţă ai vitezei care pot fi aleşi din tabele

standardizate.Astfel,pentru anvelopa radială cu secţiune joasă avem:

=1.6110 , =-1.0002 [h/km], =2.9152 [h2/km2].

Pentru mai multe valori ale vitezei se va contura graficul lui f=f(V) valorile fiind centralizate în tabelul 3.1:

Tab 3.1 – Valorile lui f functie de viteza de rulare

Nr.crt. f V

1 0.01611 02 0.01604 103 0.01603 204 0.01607 305 0.01618 406 0.01634 507 0.01656 608 0.01684 709 0.01718 8010 0.01757 9011 0.018 10012 0.019 11013 0.01957 12014 0.02 13015 0.0205 14016 0.021 15017 0.0215 16018 0.0230 170

36

Page 37: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fig.7.1. Variatia coeficientului rezistentei la rulare cu viteza

Se observa din grafic precum si din tabel, cu cât viteza automobilului creste si coeficientul f creste dupa o functie parabolica. Pentru determinarea coeficientului f s-a considerat ca automobilul ruleaza numai pe asfalt.

b)Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a autovehiculului

Aria sectiunii maxime sau aria proiectiei frontale a automobilului se obtine prin:- Planimetrarea conturului exterior delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu;- Calculul cu relatia:

(3.2)

37

Page 38: Automobile - Proiect Furgon.doc

Unde:

- Bu –latimea sectiunii anvelopei;- hb – inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale;- la – latimea automobilului;- Npm – numarul de pneuri;- cf- coefficient de forma pentru autoturisme se adopta valoarea de 0,89.- Ha – inaltimea automobilului. Aria sectiunii maxime a autoturismului are urmatoarea valoare:

c)Determinarea coeficientului de rezistenţă al aerului

Cunoscand valorile medii ale parametrilor aerodinamici pentru autovehiculul de tip furgon si anume A[m2] intre 3,5...8,0 si avand in vedere faptul ca aria autofurgonului de proiectat este de 4,7 m2 aflam prin interpolare Cx=0,64.

Valoarea aceasta a fost aleasă din intervalul [0.60; 0.75] ţinându-se cont atât de valoarea acestuia la modelul similar dar si de valoarea ariei transversale care situează autoturismul in categoria autofurgoanelor.

d)Determinarea randamentului transmisiei

Puterea dezvoltată de motor este transmisă la roţile motoare prin intermediul transmisiei pentru a propulsa autovehiculul. Întotdeauna acest fenomen are loc cu pierderi prin frecare la

nivelul transmisiei,pierderi ce sunt caracterizate de -randamentul transmisiei. Pentru un

autofurgon 4x2 cu transmisie principala simpla, valoarea adoptată pentru acesta este =0,90.

Cele mai mari pierderi sunt datorate frecarilor roţilor dinţate existente în transmisie. Randamentul cutiei de viteze creste odată cu momentul transmis şi scade odată cu creşterea turatiei.Valoarea randamentului transmisiei diferă de la caz la caz,acestă valoare aleasă fiind o valoare medie constantă.

3.2Determinarea rezistenţelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare, în funcţie de viteza autovehiculului

In miscarea sa, autovehiculul interactioneaza cu mediul inconjurator si cu drumul, rezultand forte care se opun deplasarii acestuia. Aceste forte sunt considerate rezistente la

38

Page 39: Automobile - Proiect Furgon.doc

inaintare, iar cu ajutorul lor se pot stabili si studia ecuatiile de miscare ale autovehiculului, pentru cazul general, al vitezelor variabile.

Exista astfel mai multe tipuri de rezistente la inaintare. Rezistentele datorate interactiunii autovehiculului cu drumul si mediul inconjurator sunt: rezistenta la rulare, rezistenta la panta si rezistenta aerului. Forta de inertie ce apare in deplasarea autovehiculelor este considerate tot ca o rezistenta la inaintare si se numeste rezistenta la demarare sau rezistenta la accelerare. In calculele ce urmeaza, insa, ea nu apare in bilantul de puteri la roata deoarece se considera un regim uniform de miscare (fara accelerare).

Se vor calcula in continuare aceste rezistente pentru mai multe situatii: Pentru calculul rezistentei la rulare vor fi analizate situatiile deplasarii in palier (α p=0),

cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat pmax=8% cu αp=arctg(0,08)=4,57⁰=4⁰34’26” si cazul deplasarii in panta maxima din priza directa impusa prin tema pmaximpus=40% cu αp=arctg(0,40)=21,80 ;⁰

Pentru calculul rezistentei la panta vor fi considerate aceleasi situatii ca mai inainte; Pentru calculul rezistentei aerului vor fi considerate trei situatii: deplasarea

autovehiculului cand nu bate vantul (Vv=0km/h), deplasarea cand bate vantul pe aceeasi directie cu deplasarea autovehiculului si acelasi sens (Vv=+15km/h) si cazul cand bate vantul pe aceeasi directie cu cea a deplasarii autovehiculului dar in sens invers (Vv=-15km/h).

La sfarsit au fost insumate rezistentele la rulare pentru rularea pe drumul cu fiecare dintre cele trei pante si pentru cele trei posibilitati din punctual de vedere al vantului. Calculele obtinute au fost trecute in tabele, unde sunt centralizate rezistentele si puterile necesare invingerii lor, in cazul deplasarii in palier. La calculul acestora s-au folosit relatiile prezentate in continuare.

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

[daN]

unde apar:

reprezinta rezistenta la rulare;

f reprezinta coeficientul rezistentei la rulare; Ga reprezinta greutatea totala a autovehiculului, exprimata in daN;

reprezinta unghiul pantei pe care se deplaseaza autovehiculul.

Pentru calculul puterii necesara pentru invingerea rezistentei la rulare estefolosita relatia:

unde reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la rulare a pneurilor si este exprimata

in kW.Pentru calculul rezistentei la panta se foloseste relatia:

39

Page 40: Automobile - Proiect Furgon.doc

Puterea necesara pentru invingerea acestei rezistente se calculeaza astfel:

Rezistenta aerului se calculeaza cu urmatoarea formula:

unde: Ra reprezinta rezistenta aerului, rezultata in daN; k=0,06125∙Cx reprezinta coeficientul aerodinamic; A reprezinta aria sectiunii transversal a autovehiculului; Vx=V+Vv∙cosαv [km/h] reprezinta viteza totala relativa a vantului fata de autovehicul. In

aceasta formula V reprezinta viteza autovehiculului, Vv reprezinta viteza vantului, iar αv

reprezinta unghiul facut de directia pe care bate vantul si directia pe care se deplaseaza autovehicului (in cazul de fata vom avea αv=0⁰)

Puterea necesara invingerii rezistentei aerului se poate calcula cu relatia:

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

0

20

40

60

80

100

120

0 50 100 150 200

Fig.3.1Variatia rezistentei la rulare in functie de viteza autoutilitarei Rrul(V)

40

Page 41: Automobile - Proiect Furgon.doc

0

100

200

300

400

500

600

0 50 100 150 200

Fig. 3.2 Variatia rezistentei totale in functie de viteza autoutilitarei ΣR(V).

0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

0 50 100 150 200

Rrul

Ra

ΣR

Fig. 3.3 Variatia rezistentelor in functie de viteza autoutilitarei

41

Page 42: Automobile - Proiect Furgon.doc

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

0 50 100 150 200

Prul

Pa

Pp

ΣP

Fig. 3.4 Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor in functie de viteza autoutilitara.

Tabel 3.4. Rezistentele si puterile necesare invingerii rezistentei la accelerare.

V Rrul Ra Rp ΣR Prul Pa Pp ΣP0 59,1020447 0 288 347,102045 0 0 0 010 58,8452388 1,40818462 288 348,253423 1,63458997 0,03911624 8 9,6737062120 58,8085522 5,63273846 288 352,441291 3,26714179 0,31292991 16 19,580071730 58,9552985 12,6736615 288 359,62896 4,91294154 1,05613846 24 29,9690840 59,3588506 22,5309538 288 369,889804 6,59542785 2,50343932 32 41,098867250 59,9458355 35,2046154 288 383,150451 8,32581049 4,88952991 40 53,215340460 60,7529398 50,6946462 288 399,447586 10,12549 8,44910769 48 66,574597770 61,7801634 69,0010462 288 418,78121 12,0128096 13,4168701 56 81,429679680 63,0275064 90,1238154 288 441,151322 14,0061125 20,0275145 64 98,033627190 64,4582822 114,062954 288 466,521236 16,1145705 28,5157385 72 116,630309100 66,0358041 140,818462 288 494,854266 18,3432789 39,1162393 80 137,459518110 69,7044599 170,390338 288 528,094798 21,298585 52,0637145 88 161,3623120 71,7955937 202,778585 288 562,574178 23,9318646 67,5928615 96 187,524726130 73,3731157 237,9832 288 599,356316 26,4958473 85,9383778 104 216,434225140 75,2074436 276,004185 288 639,211628 29,2473392 107,334961 112 248,5823150 77,0417715 316,841538 288 681,88331 32,1007381 132,017308 120 284,118046165 102,503 383,378 288 773,881 50,6 175,714 128 354,314

42

Page 43: Automobile - Proiect Furgon.doc

V

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

0 5 10 15 20

V

Fig 3.5 variatia rezistentelor in functie de viteza autoutilitarei

0

50

100

150

200

250

300

350

400

0 10 20 30 40 50 60

Pa

Pp

ΣP

Fig3.6 Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor in functie de viteza autoutilitarei.

43

Page 44: Automobile - Proiect Furgon.doc

CAPITOLUL 4

Predeterminarea caracteristicii la sarcina totală a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tema

4.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier

Prin caracteristica exterioara se intelege functia de dependenta a momentului motor si a puterii motorului fata de turatie , la admisie totala, reglajele si temperature motorului fiind cele optime.

Prin tema se impune valoarea de 165km/h, aceasta fiind valoarea vitezei maxime la deplasarea autovehiculului in treapta de viteza cea mai rapida(priza directa sau echivalentul ei), in palier.

Pentru a avea o anumita acoperire din punct de vedere al puterii , se admite ca atingerea Vmax se obtine pe o panta foarte mica ρ0=(0,05….0,3), rezultand in acest fel o putere maxima Pmax ceva mai mare decat in cazul deplasarii in palier ρ0=0

Pentru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata :

(4.1)

unde: Pr reprezinta puterea disponibila la roata; Prul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a autovehiculului; Pp reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei; Pa reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; Pd reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a autovehiculului.

Din conditia ca V=Vmax rezulta:

, de unde rezulta ca Rd=0 si implicit Pd=0.

Facand inlocuirile in formula (4.1) rezulta:

(4.2)

unde:

)= (165km/h)= 0,03 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare corespunzator

vitezei maxime;

=3680daN reprezinta greutatea autovehiculului;

44

Page 45: Automobile - Proiect Furgon.doc

αp0=arctg(0,003)=0,17⁰ calculate pentru p0 din intervalul 0,05…0.3%, reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului;

Cunoscand toti termenii, din relatia (4.2) se poate determina P=PVmax:

PVmax= (4.3)

unde P1 reprezinta termenul drept al relatiei (8.2). In consecinta, vom avea:PVmax=52,97 kW

unde: ηt=0,90; k=0,06125∙Cx, iar Cx=0,64 este cel predeterminat in subcapitolul anterior.

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

(4.4)

Sau, sub o forma simplificata:

(4.5)

Dar pentru , motorul va avea turatia , iar relatia (4.5) devine:

(4.6)

Unde: Pmax reprezinta puterea maxima a motorului pe caracteristica externa; np reprezinta turatia la putere maxima;

sunt niste coeficienti de forma corespunzatori turatiilor joase;

sunt coeficienti de forma corespunzatori turatiei ridicate.

Functia defineste caracteristica la sarcina totala raportata si depinde de tipul si particularitatile

constructive ale motorului.

45

Page 46: Automobile - Proiect Furgon.doc

(4.7)S-au obtinut in final intervalele de incredere pentru cei doi coeficienti:

Ca (1,12...1,32) (4.8)Ce (0,45...0,5) (4.9)

Tinand cont si de valorile acestor parametri s-au adoptat valorile:Ca=1,2 si Ce=0,48

In continuare vom calcula coeficientul de adaptabilitate si coeficientul deelasticitate al motorului necesar, folosind metoda intervalului de incredere aplicata pe valorile cunoscute de la motoarele modelelor similar. Deci, pentru inceput vom calcula acesti coeficienti pentru fiecare motor de la modelele similar. Rezultatele sunt centralizate in tabelul 4.1. Au fost folosite formulele:

(4.10)

(4.11)

Tab 4.1 – Coeficientii de elasticitate si adaptabilitate la modele similare

46

Model Ca Ce

1 1,193805 0,526316

2 1,370877 0,555556

3 1,323765 0,676471

4 0,924266 0,457143

5 1,172861 0,625

6 1,128422 0,487805

7 1,282235 0,473684

8 1,298525 0,472222

9 0,958452 0,555556

10 1,288784 0,527778

Page 47: Automobile - Proiect Furgon.doc

Alegand si valoarea raportului din intervalul recomandat in literature pentru

motoarele Diesel, ζ=0,9…1,0 , putem calcula f(ζ) pentru turatii ridicate(unde se gaseste turatia de viteza maxima). Se vor considera turatii joase cele pana la jumatatea intervalului dintre turatia de moment maxim si turatia de putere maxima, adica aproximativ n=2500 rot/min.

(4.12)

Se calculeaza puterea maxima teoretica a motorului, din relatia (4.6).

(4.13)

Pentru stabilirea valorii de putere maxima, np ,se tine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, in special de cele ale caror putere maxima este foarte apropiata de cea calculate anterior. Astfel,toti parametrii necesari modelarii curbei de putere sunt cunoscuti si in relatia (4.4) pot fi utilizati in gama de valori ale turatiei.

Rezulta astfel ca turatia corespunzatoare vitezei maxime va fi egala cu turatiaa de putere maxima:

(4.14)

S-a ales np=3600 rot/min care reprezinta media valorilor turatiilor de putere maxima intalnite la modelele similar.

Intervalul de variatie al turatiei motorului ( nmin,nmax),este urmatorul:

n (4.15)

unde

Pentru modelarea curbei momentului motor se poate utiliza relatia de transformare:

(4.16)

47

Page 48: Automobile - Proiect Furgon.doc

In care P[kW] si n[rot/min]

Tabel 4.2-puterea si momentul pe caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului

n, rot/min

0 400 720 1000 1400 1800 2200 2600 3000 3600

P, kW 0 6,354129 11,88096 16,90178 24,14933 31,2 37,73709 43,4439 48,0037 52

M,daNm 0 15,17843 15,76702 16,14965 16,48192 16,562 16,38991 15,96563 15,28918 13,80167

Fig.4.1. Caracteristica exterioara obtinuta din conditia de viteza maxima in palier

4.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala

În vederea alegerii motorului ce va echipa autoturismul de proiectat se vor alege motoarele de la două dintre modelele similare prezentate la capitolul 1. Specificatiile constructive ale acestora sunt prezentate in tabelul 4.3.

Nr.CrtModel

[Kw] [rot/min] [Nm] [rot/min]Ca Ce

1 Referinta1 78 3400 290 2000 1,3237 0,6764

48

Page 49: Automobile - Proiect Furgon.doc

2 Referinta2 88 3600 320 2000 1,3708 0,5555

3 Teoretic 55,2 3600 190 1728 1,19 0.48Tab 4.3 – Date tehnice ale motoarelor analizate

Pentru cele 3 motoare se calculeaza coeficientii de forma, folosind formulele de mai sus:- 1: = -0.091, = 4.182, = 3.091, ,= 2.001, , = -1.002, , = -0.0009;- 2: = 0.792, = 2.085, = 1.877, ,= 1.627, ,= -0.254, ,= 0.373.-3: = 1.028, = 0.675, = 0.703, ,= 0.78, ,= 1.441, ,= 1.22.

Pentru a trasa caracteristicile relative de putere ale motoarelor alese si a motorului

calculat se calculeaza puterile raportate si de asemenea turatiile raportate

. Acestea au la baza dependenta:

(4.17)

Fig.4.2. Caracteristicile la sarcina totala pentru cele 3 motoare :

1.Referinta 1: Ivaco Daily.2.Referinta 2: Fiat Ducato.3.Model teoretic(predeterminat)In final s-a trasat caracteristica exterioara a motorului ales, in fig 4.3.

49

Page 50: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fig.4.3. Caracteristica la sarcina totala a motorului ales

CAPITOLUL 5DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL TRANSMISIEI PRINCIPALE SI AL PRIMEI TREPTE A

SCHIMBATORULUI DE VITEZE

5.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Deoarece s-a stabilit in primul capitol solutia de organizare generala “clasica” inseamna ca autovehiculul va fi dotat cu un schimbator de viteze cu 3 arbori, de unde rezulta raportul de transmitere al treptei de prize directa:

isn=1.00 (5.1)Considerand valoarea razei de rulare rr=286 mm si datele motorului care a

fost ales anterior, se calculeaza raportul de transmitere al transmisiei principale (in unghi), din conditia de atingere a vitezei maxime, cu formula:

(5.2)

50

Page 51: Automobile - Proiect Furgon.doc

Deoarece aceasta valoare predeterminata este mai mica decat 7 inseamna ca este suficienta o transmisie principal simpla, cu o singura pereche de roti dintate in angrenare. In figura 5.1 este prezentata schema cinematica a unei astfel de transmisii. S-au notat in figura:

zp, numarul de dinti ai pinionului; zc, numarul de dinti ai coroanei diferentialului.

Fig 5.1 – Schema cinematica a unei transmisii cinematice simple

Se vor calcula in continuare 4 variante de valori efective ale raportului predeterminat, obtinute din raportul numerelor de dinti ai celor 2 roti dintate in angrenare. Pentru aceasta s-a ales valoarea numarului de dinti ai pinionului, conform tabelului 5.1 si s-a calculate apoi numarul de dinti ai coroanei si in final raportul respective.

Tab 5.1 – Numarul minim de dinti zp

Raportul de transmitere – i0

2.5 3 4 5 6-7 >7

Numarul minim de dinti ai pinionului -

Zpmin

15*) 12*) 9 7 6 5

*) se poate alege chiar 11 Varianta I

Se alege zp1=9 dinti, de unde rezulta:

zc=i0 zp1= *9 =38,808Se alege prin rotunjire zc1=39 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului

de transmitere:

(5.3)

51

Page 52: Automobile - Proiect Furgon.doc

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

(5.4)

Varianta a II-aSe alege zp2=10 dinti, de unde rezulta:

zc=i0 zp2=4,312 10=43,12Se alege prin rotunjire zc2=43 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului

de transmitere:

(5.5)

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

(5.6)

Varianta a III-aSe alege zp3=11 dinti, de unde rezulta:

zc=i0 zp3=4,312 11=47,43Se alege prin rotunjire zc3=47 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului

de transmitere:

(5.7)

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

(5.8)

Varianta a IV-aSe alege zp4=8 dinti, de unde rezulta:

zc=i0 zp4=4,312 8=34,496Se alege prin rotunjire zc4=34 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului

de transmitere:

52

Page 53: Automobile - Proiect Furgon.doc

(5.9)

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

(5.10)

La stabilirea numarului de dinti al coroanei la fiecare dintre cele 4 variante s-a tinut cont de cateva reguli, printre care cea mai importanta este ca acesta sa nu aiba divizori comuni cu numarul de dinti ai pinionului pentru a se evita interferenta.

Se observa ca erorile relative fata de valoarea predeterminata sunt foarte mici, mai putin in cazul ultimei variante, unde se pastreaza totusi in limite rezonabile. Aceasta varianta are insa avantajul rezultarii undei garzi la sol marite, datorita diametrului mai redus (la acelasi modul cu cel al pinionului) al coroanei diferentialului.

In tabelul 5.2 se prezinta valorile puterilor la roata pentru viteze corespunzatoare unor turatii ale motorului de pana la 3600 rot/min, calculate cu formula:

(5.11)

unde:

reprezinta randamentul transmisiei, considerat in

capitolele anterioare;

reprezinta puterea de pe caracteristica exterioara calculate pentru

turatia corespunzatoare vitezei respective si raportului respective al transmisiei principale.

Viteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului, pentru un anumit raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de priza directa, se calculeaza cu relatia:

(5.12)

unde reprezinta raportul de transmitere al treptei de priza directa.

Cu ajutorul acestor relatii s-a completat tabelul 5.2 si s-au trasat apoi figura 5.2 curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere efetic si pentru raportul predeterminat. Pe aceeasi diagram s-a suprapus curba puterii

53

Page 54: Automobile - Proiect Furgon.doc

rezistente totale la deplasarea autovehiculului in palier (in cazul cand nu bate vantul).

Se observa apropierea foarte buna a celor 5 curbe, care se datoreaza in primul rand erorilor relative foarte mici, asa cum s-a calculat mai devreme. Doar in cazul ultimei valori, cu abaterea relativa mai mare, se observa o oarecare diferenta intreu curba puterii la roata corespunzatoare ei sic ea pentru valoarea pedeterminata. Aceste argument conduc la ideea ca se poate alege orice valoare dintre cele analizate a raportului de transmitere al angrenajului in unghi.

Tabel.5.2. Puterile rezistente la roata pentru cele 5 rapoate de transmitere

Ni0

i01ef

i02ef

i03ef

i04ef

[rot/min] Pr[kW] V[km/h] Pr[kW] V[km/h] Pr[kW] V[km/h] Pr[kW] V[km/h] Pr[kW] V[km/h]

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0720 20,106 18,003 20,106 17,916 20,106 18,053 20,106 18,172 20,106 18,819

1000 28,603 25,005 28,603 24,883 28,603 25,074 28,603 25,239 28,603 26,1381200 34,743 30,006 34,743 29,860 34,743 30,089 34,743 30,287 34,743 31,3661400 40,868 35,007 40,868 34,837 40,868 35,104 40,868 35,334 40,868 36,5941600 46,909 40,008 46,909 39,814 46,909 40,119 46,909 40,382 46,909 41,8211800 52,8 45,009 52,8 44,791 52,8 45,134 52,8 45,430 52,8 47,0492000 58,473 50,010 58,473 49,767 58,473 50,149 58,473 50,478 58,473 52,2772200 63,862 55,011 63,862 54,744 63,862 55,164 63,862 55,526 63,862 57,5052400 68,900 60,012 68,900 59,721 68,900 60,179 68,900 60,574 68,900 62,7322600 73,520 65,013 73,520 64,698 73,520 65,194 73,520 65,622 73,520 67,9602800 77,654 70,014 77,654 69,674 77,654 70,209 77,654 70,669 77,654 73,1883000 81,237 75,015 81,237 74,651 81,237 75,224 81,237 75,717 81,237 78,4163200 84,199 80,016 84,199 79,628 84,199 80,239 84,199 80,765 84,199 83,6433400 86,476 85,017 86,476 84,605 86,47 85,254 86,476 85,813 86,476 88,8713600 0 90,018 0 89,582 0 90,269 0 90,861 0 94,099

Fig.5.2.Variatia cu viteza a puterii la roata (pentru fiecare raport al transmisiei principale) si a puterii rezistente la deplasarea in palier

54

Page 55: Automobile - Proiect Furgon.doc

Se alege in final valoarea i03ef= 4,272 datorita avantajului sau de a genera o garda la sol relativ ridicata, dupa cum s-a precizat, si datorita vitezei maxime mai mari comparativ cu cea impusa in tema care rezulta de pe grafic (la intersectia curbei puterii la roata corespunzatoare lui si curba puterii rezistente) la deplasarea in palier .

5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze

Raportul de transmitere al primei trepte se va de termina distinct din următoarele condiţii:

invingerea pantei maxime, impusa prin tema; deplasare in palier, pe drum modernizat, cu o viteza minima stabilita; solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

5.2.1 Determinarea lui i s1 din conditia de panta maxima impusa prin tema

55

Page 56: Automobile - Proiect Furgon.doc

La determinarea acestui raport se pune conditia ca urcarea pantei maxime, pmax, sa se faca cu viteza constanta, redusa.

Din bilantul de tractiune se obtine relatia:

(5.13)

unde: rd=286 mm reprezinta raza dinamica a pneului;

=0,4249 reprezinta rezistenta specifica maxima corespunzatoare unei pante (impusa prin tema) cu º,care este urcata cu viteza

foarte mica (din acest motiv s-a folosit doar f0); Ga=3680 daN reprezinta greutatea totala a autovehiculului; i0=4,272 reprezinta raportul transmisiei principale, care a fost stabilit in

subcapitolul anterior; ηt=0,9 reprezinta randamentul total al transmisiei; Mmax= 32 daNm reprezinta momentul maxim dezolvatat de motor.

Astfel, folosind relatia (5.13) se obtine:

(5.14)

5.2.2 Determinarea lui i s1 din conditia de viteza minima stabilita

Acest criteriu presupune determinarea unui raport sufficient de mare al primei trepte a schimbatorului de viteze pentru a dat posibilitatea deplasarii autovehiculului cu o viteza minima (aleasa Vmin=6 km/h) constanta, pe un drum mondernizat, in palier. Pentru aceasta se foloseste relatia:

(5.15)

56

Page 57: Automobile - Proiect Furgon.doc

Se considera turatia minima nmin=0,2 np=720 rot/min si, calculandu-se, se obtine:

(5.16)

5.2.3 Determinarea lui i s1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc

Solicitarile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, in cazul deplasarii pe un drum in palier, de efectul valorii turatii initiale a motorului, n0, si de marimea puterii specifice, Psp, se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:

(5.17)

unde: n0=0,75 np=2700 rot/min; ka=0,72 pentru motoarele Diesel; μ=525 pentru autocamioane si autobuze. Inlocuind, se obtine:

(5.18)

Se observa ca acesta valoare ( este cea care se va folosi in

continuare si care va fi luata in calcul si la construirea schimbatorului de viteze, deoarece aceasta permite si urcarea pantei maxime impusa in tema (va fi urcata o panta chiar mai mare) si permite rularea la o viteza chiar mai mica decat cea aleasa.

Partea a-II-a

CAPITOLUL I

57

Page 58: Automobile - Proiect Furgon.doc

STUDIUL TEHNIC AL SOLUŢIILOR CONSTRUCTIVE POSIBILE PENTRU

AMBREIAJ ŞI ALEGEREA VARIANTEI CE SE VA PROIECTA

1.1. DESTINATIA , CONDITIILE IMPUSE SI CLASIFICAREA AMBREAIAJULUI

Ambreiajul face parte din transmisia automobilului si este intercalat intre motor si cutia de viteze , reprezentând organul de transmitere a momentului de la arborele cotit al motorului la cutia de viteze. Funcţiile ambreiajului sunt următoarele :

- permite la pornirea automobilului cuplarea progresiva a motorului , care se afla in funcţiune , cu celelalte organe ale transmisiei , care , in acel moment, stau pe loc;

- permite cuplarea si decuplarea in timpul mersului automobilului motorului cu transmisia , la schimbarea treptelor de viteze ;

- protejează la suprasarcini celelalte organe ale transmisiei. Ambreiajul trebui sa îndeplinească anumite condiţii , si anume : -sa permită decuplarea completa si cat mai rapida a motorului de transmisie , pentru ca schimbarea treptelor sa se facă fara şocuri; -sa decupleze cu eforturi minime din partea conducătorului , fara a se obţine insa o cursa la pedala mai mare de 120-200 mm .Forţa la pedala necesara declupari nu trebuie sa depaseasca 150 N la autoturisme si 250 N la autocamioane si autobuze ;

-partile conduse sa aibă o greutate cat mai redusa pentru ca schimbarea treptelor sa se facă fara şocuri -sa fie suficient de progresiv pentru a se evita pornirea brusca din loc a automobilului ; -sa asigure in stare cuplata o îmbinare perfecta intre motor si transmisie;

-sa permită eliminarea căldurii care se produce in timpul procesului de cuplare prin patinarea suprafeţelor de frecare ; -sa amortizeze vibraţiile ce se produc in transmisie ; -sa aibă o construcţie simpla si ieftina ; -sa fie cat mai uşor de intretinut si de reglat si sa ofere siguranţa ; Ambreiajele se clasifica după principiul de funcţionare si după tipul mecanismului de comanda . După principiul de funcţionare ambreiajele pot fi : mecanice , hidrodinamice , combinate si electromagnetice . După tipul mecanismului de comanda ,ambreiajele pot fi cu comanda : mecanica , hidraulica , pneumatica si electrica . După modul de realizare a comenzi ,ambreiajele pot fi :neautomate si automate.

58

Page 59: Automobile - Proiect Furgon.doc

1.2 . Compunerea ambreiajului

Ambreiajul este compus din urmatoarele parti principale:1) Partea conducatoare: este acea parte a ambreiajului care este montata pe volantul motorului. Ea poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului care se roteste cind motorul este in functiune, ambreiajul este decuplat, iar automobilul sta pe loc si cuprinde urmatoarele componente principale:

Carcasa interioara a ambreiajului: Placa sau discul de presiune; Arcul (arcurile de presiune);

2) Partea condusa: este acea parte a ambreiajului care este in legatura cinematica directa cu arborele de intrare (primar) al schimbatorului de viteza. Ea poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului care nu se roteste cind motorul e in functiune, ambreiajul e decuplat, iar automobilul sta pe loc si cuprinde urmatoarele componente:

Discul sau discurile conduse ale ambreiajului; Arborele ambreiajului;

3) Sistemul de actionare sau de comanda al ambreiajului are in componenta doua parti: Sistemul interior de actionare cuprinde piesele si subasamblele care realizeaza comanda

ambreiajului si sunt situate in interiorul carterului. Sistemul exterior de actionare cuprinde toate piesele si subansamblele montate intre

pedala ambreiajului si capatul furcii ambreiajului. El are mai multe variante constructive si constituie un criteriu de clasificare a ambreiajelor.

1.3. Prezentarea a doua solutii constructive de ambreiajSe vor prezenta in continuare doua tipuri de solutii constructive corespunzatoare temei

impuse:1.3.1.Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice .

In figura 1.3.1 este reprezentata contructia uni ambreiaj monodisc simplu cu arcuri periferice .

Ambreiajul monodisc cu arcuri periferice este raspandit la autocamioane, tractoare, microbuze dar cate odata si la autoturisme datorita faptului ca are greutatea cea mai redusa si constructia cea mai simpla.

Partile componente ale ambreiajului se grupează in: organe conducătoare ., organe conduse si mecanismul de comanda . Organele conducătoare sunt : volantul ,împreuna cu carcasa, discul de presiune, arcurile de presiune si pârghiile de declupare . Discul de presiune este solidar in rotaţie cu volantul si se poate deplasa axial. Arcurile 3 ,care realizează forţa de apăsare a suprafeţelor de frecare , sunt aşezate intre discul de presiune

59

Page 60: Automobile - Proiect Furgon.doc

si carcasa ambreiajului . Pârghiile de deplasare sunt prevăzute cu doua puncte de articulaţie : unul in discul de presiune si celalalt in carcasa . Organele conduse ale ambreiajului sunt : discul condus si arborele ambreiajului. Discul condus este aşezat intre volant si discul de presiune , putând sa se deplaseze axial pe arborele ambreiajului prevăzut cu caneluri la fel ca si butucul discului . Pe discul condus sunt fixate prin nituri doua garnituri de frecare ce au un coeficient de frecare mare . Mecanismul de comanda se compune din manşonul de debreiere si pedala ambreiajului . La debreiere . se apasă pedala ambreiajului si tija se deplasează spre dreapta iar furca de debreiere împinge manşonul de debreiere spre stânga . Rulmentul de presiune apasă pe capetele interiore ale pârghiilor de declupare , iar acestea se rotesc in jurul punctelor de articulaţie de pe carcasa . In felul acesta , pârghiile de declupare deplasează discul de presiune spre dreapta , comprimând arcurile . Deoarece discul condus nu mai este apăsat asupra volantului , transmiterea momentului de la motor la cutia de viteze se întrerupe . La ambreiere ridicând piciorul de pe pedala , furca de debreiere este readusa in poziţia iniţiala de către un arc de readucere si o data cu ea si rulmentul de presiune.Fig.1.3.1. Ambreiaj monodisc simplu cu arcuri periferice

1.3.2. Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma

Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma in prezent este foarte utilizat la autoturisme.

La acest tip de ambreiaj rolul arcurilor de presiune este indeplinit de un arc central sub forma de diafragma, format dintr-un disc de otel subtire prevazut cu taieturi radiale; arcul

60

Page 61: Automobile - Proiect Furgon.doc

diafragma are forma tronconica si indeplineste atat rolul arcurilor periferice cat si cel al parghilor de debreiere.

Când ambreiajul este cuplat ,arcul tip diafragma se reazemă in carcasa prin prin intermediul inelului si datorita formei sale concave , apasă asupra discului de presiune iar acesta la rândul sau asupra discului condus si volantului. La declupare , mişcarea se transmite , de la pedala ambreiajului , prin prin mecanismul de comanda , la rulmentul de presiune , care se deplasează spre stânga si apasă asupra pârti interioare a diafragmei se va deplasa deci spre dreapta .In felul acesta , discul condus nu mai este apăsat pe volant de către discul de presiune ia legătura dintre motor si cutia de viteza se întrerupe .

Fig.1.3.2. Ambreiaj monodisc cu arc diafragma

61

Page 62: Automobile - Proiect Furgon.doc

1.4. Alegerea si prezentarea soluţiei constructive

Soluţia constructiva adoptata este ambreiaj monodisc cu arcuri periferice datorita simplităţii sale constructive , compactitatii si greutăţii reduse.

Discul de presiune va fi din fonta, obţinut prin turnare. Carcasa ambreiajului se va fabrica din tabla groasa ambutisata datorita preţului mai redus

dar si a productivităţii mai mari.Pentru o cuplare mai lina si reducerea cat mai mult a şocurilor din transmisie, se vor

creste calităţile elastice ale discului condus. Discul propriu-zis va fi prevăzut cu tăieturi radiale, indoite alternând, astfel rezultând un disc ondulat. Aceasta soluţie este mai avantajoasa fata de folosirea arcurilor lamelare ondulate deoarece este mai simpla de realizat si cu un număr mai mic de piese. Elementul elastic suplimentar si amortizoarele pentru oscilaţii de torsiune vor fi arcuri elicoidale, deoarece au o durata de funcţionare mai mare, rezista mai bine la temperaturi inalte decât suspensiile din cauciuc , in plus putindu-se realiza o caracteristica de amortizare franta acoperindu-se o gama mai larga de vibraţii.

Garniturile de fricţiune vor fi prinse prin nituri de discul condus pentru a se putea inlocui mai uşor atunci cand se vor uza.

Sistemul de acţionare va fi hidraulic, astfel nu va mai fi necesara reglarea, sistemul având capacitatea de a prelua jocurile rezultate in urma uzurilor; sistemul de acţionare hidraulic este preferabil celorlalte sisteme datorita randamentului sau ridicat si silentiozitatii sale.

62

Page 63: Automobile - Proiect Furgon.doc

Capitolul 2

CALCULUL ŞI PROIECTAREA PRINCIPALELOR COMPONENTE ALE AMBREIAJULUI

La calculul ambreiajului se urmăreşte stabilirea dimensiunilor elementelor principale ale acestuia, în raport cu valoarea momentului motor şi pe baza parametrilor constructivi ai motorului şi autovehiculului.

P=88 kW Mmax=320 Nm

2.1. Determinarea momentului de calcul In timpul functionarii ambreiajului, ca urmare a frecarilor normale din fazele de cuplare-

decuplare, suprafetele de frecare ale discurilor conduse sunt supuse uzurii, arcurile de presiune se detensioneaza, iar forta de apasare se micsoreaza.

Pentru transmiterea de către ambreiaj a momentului motor maxim fără patinare,pe toată durata de funcţionare este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului să fie mai mare decăt momentul maxim al motorului. În acest scop se introduce în calcul un coeficient de siguranţă β.

Momentul de calcul va fi:

La alegerea coeficientului β se ţine seama de tipul şi destinaţia autovehiculului precum şi de particularităţile constructive ale ambreiajului.

Se alege β=1,7 Mc=1,7.32=54,4[daNm].

2.2. Determinarea momentului de frecare al ambreiajului Pentru determinarea momentului de frecare al ambreiajului se consideră un coeficient de

frecare μ=0,28.(intre 0,25 si 0,3).Pentru momentul de frecare total avem:

unde Re –raza exterioară a suprafeţei de frecare RI - raza interioară a suprafeţei de frecare

63

Page 64: Automobile - Proiect Furgon.doc

Unde:

Fig.2.2.Schema pentru determinarea momentului de frecare al ambreiajului.

Observaţie:Pentru ambreiaje prevăzute cu mai multe perechi de suprafeţe de frecare momentul este:

unde i-reprezintă nr.de suprafeţe de frecare i= 2nd

nd- reprezintă nr. discurilor de frecareSe alege ambreiaj monodisc uscat cu arcuri periferice datorită construcţiei simple şi

faptului că este un ambreiaj foarte întâlnit la modelele similare.Raza exterioară este:

unde , C=(0,530,75)

Tinand seama de faptul ca uzura garniturilor este mai accentuata la periferie decat spre centru, din cauza vitezelor de alunecare diferite, se recomanda ca limita superioara a coeficientului C sa se adopte in cazul automobilelor echipate cu motoare rapide.Se alege C=0,53 Tabel.11.2.1. Valorile coeficientului λ

64

Page 65: Automobile - Proiect Furgon.doc

Se alege λ =35

Deci

De 150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350Di 100 110 125 130 150 155 165 175 185 195G 2,5…3,5 3,5 3,5; 4,0

Tab 2.1 – Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje

Se alege din STAS 7793-67 De=325[mm]Re=162.5[mm] DI=185[mm] RI=92.5[mm] Grosimea garniturii g=4mm

2.3. Determinarea forţei de apăsare asupra discurilor ambreiajului Se determină din condiţia ca momentul de frecare al ambreiajului să fie egal cu momentul

de calcul Mc

Momentul de frecare al ambreiajului este:

65

Page 66: Automobile - Proiect Furgon.doc

Momentul ambreiajului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul de calcul (Mc=54,4 daNm), astfel garniturile de frecare pot fi considerate corect dimesionate.

Dacă se consideră forţa F uniform distribuită pe suprafeţele de frecare, presiunea p va fi dată de relaţia:

Aria suprafeţei garniturilor de frecare este:

2.4. Calculul arcurilor de presiune

Arcurile de presiune ale ambreiajului sunt solicitate după un ciclu asimetric.Arcurile periferice sunt în general arcuri cilindrice din sârmă trasă şi au o caracteristică liniară

Pentru determinarea diametrului sârmei şi a diametrului de înfăşurare trebuie să se cunoască:- Fa=forţa totală ce trebuie dezvoltată de arcuri;

-na=nr. de arcuri;-F’a=forţa pe care trebuie să o dezvolte un arc.

Avem relaţia: F’a= Fa/ na

Observaţie: na-se alege în general ca multiplu de 3 pentru a avea o apăsare uniformă a arcurilor asupra discului de presiune.

Pentru autoutilitare F’a trebuie să se încadreze între 4080[daN].Pentru diametrul exterior al garniturilor de frecare între (280380)[mm] se recomandă să se aleagă între (12-18) arcuri.Se aleg 15 arcuri.

unde :Fr= forţa datorită arcurilor care ajută la obţinerea unei debreieri complete. cf= coeficient care ţine seama de forţele de frecare.Pentru ambreiaje monodisc cf=0,90,95. Se alege cf=0,95. Calculul se face pentru un ambreiaj decuplat când fiecare arc dezvoltă forţa F’’a .

Pentru a rezulta un ambreiaj care se manevrează fără dificultate se recomandă ca la decuplare creşterea forţei arcului să nu depăşească cu 1525% din valoarea ei iniţială.

66

Page 67: Automobile - Proiect Furgon.doc

Se alege:

2.5. Calculul efortului unitar τ pentru solicitarea la torsiune

unde D=diametrul mediu de înfăşurare al arcului; d= diametrul sârmei arcului; k=coeficient de corecţie al arcului;

-unde se notează cu c=D/d.Se recomandă : c=58. Se alege c=5.

Pentru arcurile de ambreiaj τta=7000[daN/cm2]Coeficientul k se calculează cu relaţia:

Deci diametrul sârmei va fi:

Se alege din STAS 893-89 sârmă trasă din oţel carbon de calitate având d=5[mm].

2.6. Determinarea numărului de spire

67

Page 68: Automobile - Proiect Furgon.doc

Pentru determinarea numărului de spire ns se pleacă de la formula săgeţii:

-unde f=săgeata arcului; G=modul de elasticitate transversal .

D=c.d=5.5=25[mm]

Se notează: -rigiditatea arcului

Când ambreiajul este cuplat forţa dezvoltată de arc este F’a , deci vom avea:

Când ambreiajul este decuplat forţa dezvoltată de arc este F”a ,deci avem:

Săgeata suplimentară Δf1 corespunzătoare deformării arcului la decuplare se poate determina funcţie de jocul necesar între suprafeţele de frecare în poziţie decuplată. Δf1 se determină cu relaţia:

-unde nd= nr. discurilor conduse;-jd= jocul dintre o pereche de suprafeţe de frecare pentru decuplarea completă a ambreiajului.Se recomandă pentru ambreiaje monodisc jd=0,50,7[mm].Se alege jd=0,7[mm].Deci săgeata suplimentară Δf1 va fi:

68

Page 69: Automobile - Proiect Furgon.doc

Vom considera ns=5 spire.Deoarece spirele de la capetele arcului nu sunt active, numărul total de spire nt

Se determină cu relaţia:

2.7. Determinarea lungimii arcului în stare liberă

Lungimea arcului în stare liberă se determină cu relaţia:

-unde Lo=lungimea arcului în stare liberă; L1= lungimea arcului în poziţia decuplată a ambreiajului.

-unde ns=nr. de spire active; js=distanţa minimă între spirele arcului în poziţia decuplată a ambreiajului.

Se alege js=1[mm]

Deci lungimea arcului în stare liberă va fi:

2.8.Determinarea coeficientului de siguranta al ambreiajului dupa uzarea garniturilor

Dupa uzarea garniturilor de frecare forta cu care un arc de presiune actioneaza asupra discurilor ambreiajului devine Fa

’’ . Datorita uzurii garniturilor, arcurile de presiune se destind, iar Fa

’’<Fa’ .

Coeficientul de siguranta dupa uzarea garniturilor de frecare , unde Ma’este

momentul de frecare al ambreiajului dupa uzarea garniturilor de frecare.

69

Page 70: Automobile - Proiect Furgon.doc

Calculul momentului Ma’ se face cu relatia:

Fig.2.8.Caracteristica arcului de presiune

Tinand seama ca in figura 11.8 triunghiurile care se formeaza sunt asemenea, rezulta pentru Fa

’’’ relatia:

Calculul sagetii f se face cu relatia: f2=f- u.

Uzura admisibila pentru o garnitura de frecare este u=1,5...2 mm.

Dupa determinarea fortei Fa’’’ si a momentului Ma

’ se poate calcula si .

Fa’’’=67,73 =57,06 daN

Ma’= daNm.

70

Page 71: Automobile - Proiect Furgon.doc

Pentru transmiterea de catre ambreiaj a momentului Mmax , fara patinare, cand garniturile

de frecare sunt uzate, trebuie ca .

2.9. Verificarea la încălzire a ambreiajului

Pentru verificarea la încălzire a ambreiajului trebuie să se determine mai întâi urmatoarele mărimi:

-unde rr=raza de rulare a roţii; ro=raza liberă a roţii; rn=raza nominală a roţii.

Avem: B=225[mm]; (balonaj)D=15.22,4=336[mm] (diametrul jantei)H=B(0,821,05) (înălţimea secţiunii anvelopei)H=B.0,9=225.0,9=106[mm]

Pentru calcule se poate aproxima ro= rn.

-coeficientul de deformare al pneului; Se alege

Pentru aprecierea uzurii garniturilor de frecare se foloseste ca parametru lucrul mecanic specific de frecare dat de relatia:

in care : Ga este greutatea totala a automobilului, in daN; rr raza de rulare a rotilor, in m; is1=raportul de transmitere în treapta I;io= raportul de transmitere al transmisiei principale;

Se consideră : - io=4,272-is1=6,35

71

Page 72: Automobile - Proiect Furgon.doc

Verificarea la încălzire se face cu relaţia:

-unde γ=coeficient ce exprimă partea din lucrul mecanic L consunată pentru încălzirea piesei care se verifică;

c=căldura specifică a piesei.C=0,115[Kcal/KgC]

gp=greutatea piesei care se verifică în [daN]Pentru discul de presiune al ambreiajului monodisc γ=0,5ρoţel=(77507850)[Kg/m3]În cazul ambreiajului monodisc se verifică discul de presiune.Acesta se construieşte

masiv pentru a putea înmagazina o cantitate cât mai mare de căldură.Volumul discului de presiune este:

-unde g=grosimea discului de presiune;

Cum Δt=1,11⁰C < 15⁰C, insemna ca ambreiajul are o comportare buna la incazire, valori ale lui Δt peste 15⁰C fiind neacceptate pentru constructia de automobile.

2.10. Calculul si proiectarea arborelui ambreiajului

Arborele ambreiajului este solicitat la torsiune de catre momentul de calcul al ambreiajului Ma. El are o portiune canelata pe care se deplaseaza butucul discului condus.

Diametrul interior se determină cu relatia:

unde τa este solicitarea admisibila la torsiune τa=150…200 MPa.

Diametrul interior d al arborelui canelat se adopta din STAS dupa care se adopta si celelalte elemente ale canelurii. Se alege din STAS 1768-68 arbore canelat din seria usoara 10x26x32.

Forta F care solicita canelurile se considera ca este aplicata la distanta rm fata de axul arborelui si se determina cu relatia din:

72

Page 73: Automobile - Proiect Furgon.doc

Inaltimea danturii este:

Verificarea la strivire se face pe baza relatiei:

Unde: z=numarul de caneluri;

l=lungimea butucului discului condus;

h=inaltimea canelurii supuse la strivire.

Efortul unitar la forfecare se determina utilizand:

unde b=6 mm –latimea canelurii.Arborele ambreiajului se executa din otel aliat pentru cementare.

2.11.Calculul discului condus

Calculul discului condus comporta urmatoarele: verificarea canelurilor butucului; calculul arcurilor elementului elastic suplimentar.

Canelurile butucului se verifica la forfecare si la strivire utilizand relatiile de la calculul arborelui ambreiajului.

Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar se face punand conditia ca momentul Me care comprima arcurile pana la opritori sa fie, in general, egal cu momentul determinat de forta de aderenta a rotilor motoare ale automobilului, corespunzator unui coefficient de aderenta

, adica:

, in care m2G2 este sarcina dinamica ce revine puntii

motoare; rr raza de rulare a rotii; i0 raportule transmitere al transmisiei principale; is1 raportul de transmitere al treptei intai a schimbatorului de viteze.

73

Page 74: Automobile - Proiect Furgon.doc

=15,35 daNm

Forta Fe care solicita un arc al elementului elastic suplimentar este data de relatia:

, in care Ze este numarul arcurilor elementului elastic

suplimentar; Re raza de dispunere a arcurilor.

Fe= =28,56 daN

Fig.2.11. Parametrii constructivi ai elementului elastic suplimentar

Tabel 2.11. Parametrii constructivi pentru elemental elastic suplimentar

74

Page 75: Automobile - Proiect Furgon.doc

Arcurile vor avea urmatoarele caracteristici: numărul arcurilor: na=8; diametrul sirmei ds=3 mm; diametrul exterior al arcului D=13 mm; numărul total de spire ns=6; raza de dispunere a arcurilor Re=50 mm ; jocul intre spire js=0,1 ds=0,3 mm;

lungimea arcului in stare libera: L0=(ns+2) ds+(ns+l) js=26,1 mm;

lungimea ferestrei lf se face mai mica cu 15...20% decât lungimea arcului in stare

libera: lf=L0 (l-0,2) ;lf=20,88 mm;

tăietura in butuc va fi

unde:- d=10 mm;

- iar .

2.12.Calculul mecanismului de acţionareSe urmăreşte ca parametrii determinaţi să se încadreze în limitele prescrise.Se determină

cursa totală a pedalei şi forţa la pedală.Se alege mecanism de acţionare hidraulic

Fig.11.9.1 Sistem de actionare hidraulic

75

Page 76: Automobile - Proiect Furgon.doc

Exista 2 variante constructive de mecanisme de actionare hidraulice:-cu parghie

-direct asupra rulmentului de presiune

Fig.2.9.2.Sistem de actionare hidraulic cu parghie

76

Page 77: Automobile - Proiect Furgon.doc

Fig.2.9.3.Sistem de actionare hidraulic direct asupra rulmentului de presiune

77

Page 78: Automobile - Proiect Furgon.doc

In continuare am ales ca varianta pentru modelul de proiectat sistemul de actionare hidraulic direct asupra rulmentului de presiune.

Conform principiului lui Pascal se poate scrie:

unde d1-diametrul cilindrului de acţionare;d2- diametrul cilindrului receptor.Forţa F2 se determină funcţie de forţa de apăsare a discurilor:

Forţa F1 se determină funcţie de forţa la pedală:Înlocuind F1 şi F2 rezultă:

unde im= raport de transmitere mecanic;

ih = raport de transmitere hidraulic;

ηa=(0,950,98) randamentul de acţionare al mecanismului hidraulic.Cursa totală a manşonului rulmentului de presiune (sm) se determină cu relaţia:

unde sl=cursa liberă a manşonului;sl=(24)[mm]se alege sl=3[mm]

jd=jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafeţe de frecare pentru o dcuplare completă a ambreiajului;

jd=0,7[mm]i=numărul perechilor de suprafeţe de frecare;

i=2ip=raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere.

Se alege ip=1,5

Sm=3+0,71,52=5,1[mm]Se determină cursa pistonului cilindrului receptor cu relaţia:

78

Page 79: Automobile - Proiect Furgon.doc

undeDeci cursa pistonului cilindrului receptor va fi :

s2=5,12=10,2[mm]Volumul de lichid activ în cilindrul receptor este :

d2=30[mm]

Datorită faptului că presiunea de lucru este redusă , iar conductele de legătură au o lungime relativ mică, se poate neglija deformaţia conductei , iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de pistonul pompei receptoare (V1=V2).

Cursa pistonului pompei centrale se determină cu relaţia:

Cursa totală a pedalei de ambreiaj este:

Forţa la pedală Fp se poate micşora prin mărirea randamentului mecanismului de acţionare ηa .Forţa la pedală (la ambreiajele fără servomecanisme auxiliare) nu trebuie să depăşească 15-25 [daN] deoarece consumul prea mare de efort fizic conduce la obosirea excesivă a conducătorului auto.

Forţa la pedală se determină astfel:

79

Page 80: Automobile - Proiect Furgon.doc

2.13.Condiţii generale impuse ambreiajuluiÎn afară de condiţiile impuse ambreiajului la decuplare şi cuplare, acesta trebuie să mai

îndeplinească următoarele:să aibă durata de serviciu şi rezistenţă la uzură cât mai mare;să aibă o greutate proprie cât mai redusă ; să ofere siguranţă în funcţionare; să aibă o construcţie simplă şi ieftină; parametrii de bază să varieze cât mai puţin în timpul exploatării; să aibă dimensiuni reduse, dar să fie capabil să transmită un moment cât mai mare; să fie echilibrat dinamic; să fie uşor de întreţinut.

Durata de funcţionare a ambreiajului depinde de numărul cuplărilor şi decuplărilor, deoarece garniturile de frecare se uzează mai ales la patinarea ambreiajului. La fiecare cuplare lucrul mecanic de frecare la patinare se transformă în căldură datorită căreia temperatura de lucru a garniturilor de frecare creşte. Experimental s-a constatat că la creşterea temperaturii de la 20C la 100C, uzura garniturilor de frecare se măreşte aproximativ de două ori.

80

Page 81: Automobile - Proiect Furgon.doc

BIBLIOGRAFIE

[1]. ***www2.mercedes-benz.co.uk[2]***www.fiatprofessional.co.nz[3]***www.fiatprofessional.ro[4]Cristian Andreescu-DINAMICA AUTOVEHICULELOR[5]Stmc.com.au/trucks/[6]***www.findvauxhall.co.uk[7]Mircea Oprean-TRANSMISII PENTRU AUTOVEHICULE [8]Rumsiski,L.Z-Prelucrarea datelor experimentale-Indrumar,Ed.Tehnica Bucuresti,1974[9]***http://www.iveco.com/romania-catalog[10]***www.opel.ro-catalog[11]***www.km77.com[12]***www.auto.ro[13]***www.carfolio.com

81