Download - Proiect Autoturism

Transcript

Cap.1 Organizarea generală si alegerea parametrilor principali

1.1. Studiul soluţiilor similare

Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informaţii legate de organizarea generală , de modul de dispunere al motorului , şi punţilor motoare , organizarea transmisiei , principalele dimensiuni geometrice , greutatea utilă etc.

Analizând datele culese şi având în vedere soluţiile deja existente pe piaţă se va alege în prezentul proiect un autoturism ce va servi drept model de proiectare .

Studiul soluţiilor similare s – a făcut în tabelul următor , prezentând fiecare soluţie similară cu caracteristicile ei :

locu

ri 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2

Con

sum

/100

km]

12,8

7.,5

14,5 7,5

4,6

5,5

10,5

10,5 7,6

6,8

11,7 6,5

4,5

Pne

uri

205/

70R

15 S17

5/70

R14

T 235/

70R

16 S

155S

R13

145S

R12

145S

R13

165S

R14

165S

R14

155R

175R

155S

R13

155S

R13

Vit

eză

max

.[k

m/h

]

160

150

160

130

125

160

128

147

150

130

135

125

Par

amet

rii

ener

geti

Tip

otor

mas

mac

mas

mac

Mas

Mac

Mas

Mac

Cil

indr

ee[c

m3 ]

2982

1242

4605

1769 993

1048

1397

1598

1796

2260

1397

1595

ax/n

m[N

m/r

pm]

251/

3750

104/

3000

393/

3250

114/

200

74/3

200

77/3

000

115/

300

115/

3000

93/2

400

140/

3000

135/

2400

100/

2500

102/

2250

ax/n

p[k

W/r

pm]

112/

5000

54/6

164/

4500

43,5

/460

33/5

000

38/5

000

47,8

/525

47,8

/525

40/4

600

74/5

700

52/4

400

44/5

40/4

800

Par

amet

rii c

onst

ruct

ive

Tra

c ţi

une S F

4x4 S S S S S S S S S S

[da

628

630

743

585

600

580

980

785

570

595

565

[daN

]

1578

1135

2092 945

780

795

1000

1065

1200

1305

1305 825

870

H[m

1646

1585

1908

1805

1750

1805

1550

1898

1475

1795

L[m

1763

1665

2019

1635

1395

1550

1615

1720

1588

[mm

]

5154

4398

6208

3955

3195

3736

4670

4550

4678

3982

Tip

ul a

utov

For

d R

ange

iat S

trad

a 75 F

ord

F15

0WS

Cit

roen

C 1

Dai

hats

u J

S 7

Fia

iori

Dac

ia 1

304

Pic

k-up

Dac

ia13

Ope

l D

Kad

ett –

Ope

ecor

d L

Ope

ecor

d L

Ren

ault

Exp

res

– ka

enau

ltE

xpre

s D

Nr.

Crt

. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

locu

ri 2 2 2 2 2 2

Con

sum

/100

km]

4,0

6,2

6,0

6,5

11,5

17,9

Pne

uri

155S

R12

165R

14C

165S

R13

165S

R13

7,5x

16-6

205/

70R

Vit

eză

max

.[k

m/h

]

120

135

132

140

135

140

Par

amet

rii

ener

geti

Tip

otor

Mas

Mac

Mas

Mac

Mas

Cil

indr

ee[c

m3 ]

970

1290

1588

1595

2286

4229

ax/n

m[N

m/r

pm]

75/3

200

94/3

400

100/

2300

125/

2500

140/

1700

277/

1600

ax/n

p[k

W/r

pm]

33/5

300

41/5

200

40/4

800

55/5

500

60/3

800

110/

3400

Par

amet

rii c

onst

ruct

ive

Tra

c ţi

une S S F F

4x4

[da

730

805

670

900

850

[daN

]

680

1040 955

955

1985

1960

H[m

1765

1430

1920

1820

L[m

1395

1625

1640

1330

1660

[mm

]

3420

3900

4370

4360

4050

Tip

ul a

utov

Suz

uki

Sup

er C

arry

Toy

ota

ite

Ace

Cad

dy D

Cad

Lan

d R

over

100

Pic

k-up

Jeep

Mon

choT

ruc

Nr.

Crt

14 15 16 17 18 19

Ţinând cont de tipul şi destinaţia autovehiculului definit prin tema de proiectare , vându –se în vedere şi autovehiculele identificate în studiul soluţiilor similare , se adoptă soluţia de organizare generală a autovehiculului , soluţia de organizare a echipamentului de tracţiune şi a sistemelor şi amenajarea interioară .

În cazul proiectului s-a ales un autoturism având drept soluţie de dispunere a echipamentului de tracţiune: Soluţia clasică : - motorul în faţă şi puntea motoare în spate .

Schema organizării generale a transmisiei este următoarea :

1.2 Alegerea principalelor dimensiuni geometrice şi de masă

Dimensiunile geometrice care definesc construcţia unui autovehicul sunt prezentate în STAS 6689/2-80 .

Alegerea parametrilor geometrici pentru automobilul de proiectat trebuie făcută avându-se în vedere construcţiile existente şi recomandările standardizate pentru dimensiunile interioare .

Orientarea asupra dimensiunilor exterioare in prezentul proiect s-a făcut in concordanta cu dimensiunile automobilului ales ca model de proiectare la studiul soluţiilor similare. La alegerea valorilor pentru dimensiunile principale trebuie să fie luate în calcul si dimensiunile volumelor utile:

- compartimentul pentru persoane ;- compartimentul echipamentului moto-propulsor ;- compartimentul pentru transportul lucrurilor materiale ;Astfel se adoptă următoarele dimensiuni : - amplasare motor : în faţă ;- ampatament : L = 2270 mm ;- lungimea : La = 3945 mm ;- înălţimea : H = 1375 mm ; - lăţimea : l = 1560 mm ; - ecartament faţă : E1 = 1340 mm ;- ecartament spate : E2 = 1285 mm ;- consolă faţă : C1 = 665 mm ;- consolă spate : C2 = 895 mm ;

Masa totală a automobilului (ma) , face parte din parametrii generali ai acestuia şi reprezintă suma dintre masa utilă (mu) şi masa proprie (mo) .

Masa utilă (mu ), reprezintă o caracteristică esenţială a autovehiculului , prin ea caracterizându-se posibilităţile de utilizare a acestuia . Ea este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului prevăzută prin tema de proiectare , sau adoptată în funcţie de tipul autovehiculului .

În cazul automobilului de proiectat masa utilă este impusă pin tema de proiectare şi anume :

mu = 700 kg ; Masa proprie (mo) , este o mărime ce caracterizează construcţia automobilului şi este determinată de suma maselor tuturor sistemelor şi subsistemelor componente când automobilul se află în stare de utilizare .

În cazul autoturismelor metode recomandate pentru alegerea greutăţii proprii constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându-se în vedere tendinţele de dezvoltare care vizează utilizarea unor soluţii constructive şi materiale cu mase proprii reduse, astfel că se creează premise reducerii maselor proprii (mase plastice, materiale compozite, oţeluri de înaltă rezistenţă, etc.)

Din analiza soluţiilor similare reiese masa proprie:mo = 1050 kg .Astfel masa totală a autovehiculului va fi :

deci : kg .

Masa autovehiculului se consideră aplicată în centrul de masă situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului .Poziţia centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a şi b şi înălţimea hg ..

Masele ce revin punţilor sunt:

Funcţie de masa repartizată punţilor se poate determina masa ce revine unui pneu folosind relaţiile:

- pentru pneurile punţii faţă:

- pentru pneurile punţii spate

1.3. Alegerea roţilor

Pneul reprezintă partea elastică a roţilor şi este format din anvelopă şi cameră de aer .

Alegerea tipului de pneu care urmează să echipeze autovehiculul proiectat are în vedere tipul şi destinaţia automobilului în condiţiile de exploatare .

Din studiul soluţiilor similare s-au ales următoarele pneuri :- pneu: 165 SR 13 ( faţă /spate ) ;- simbolul jantei: 41 / 2 J x 13 ;- lăţimea secţiunii maxime : 167 mm ;- diametrul exterior : D = 596 mm ;- raza statica : rs = 271 mm- raza dinamică : rd = 278 mm ; - circumferinţa de rulare : 1800 mm ; - mărimea camerei de aer : J 13 ; Pentru calculele de dinamica a autovehiculului este necesara cunoaşterea

razei de rulare , care se apreciază analitic funcţie de raza nominală a roţii şi un coeficient de deformare.

Raza nominala este egală cu raza liberă determinata după diametrul exterior precizat:

Astfel raza de rulare este dată de relaţia :

[mm] .

Coeficientul de deformare depinde de presiunea interioara a aerului din pneu. Astfel pentru pneurile ce utilizează presiuni mai mici de 6 bari coeficientul de deformare este limitat în intervalul : = 0.93…0.935 .

Se adopta = 0.933Astfel :

mm .

Cap 2. Definirea condiţiilor de autopropulsare

Deplasarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcţia şi sensul

forţelor active şi a forţelor de rezistenţă ce acţionează asupra acestuia .Definirea condiţiilor de autopropulsare precede calculul de tracţiune

împreună cu care condiţionează performanţele autovehiculului . Ea cuprinde precizarea funcţiei de tipul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului , a factorilor specifici de influenţă şi stabileşte relaţiile analitice de evaluare cantitativă a acestor forţe .

2.1. Rezistenţa la rulare

Rezistenţa de rulare (Rr) este o forţă cu acţiune permanentă la rularea roţilor pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului.

Cauzele fizice ale acestei rezistenţe sunt : - deformarea cu histerezis a pneului ; - frecările superficiale dintre pneu şi cale ;- frecările din lagărele roţilor ;- deformarea căii ;- percuţia dintre elementele pneului şi microneregularităţile căii ;- efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis de pe banda de

rulare .Factorii cu influenţă majoră sunt :

- construcţia pneului ;- viteza de deplasare ;- presiunea aerului din pneu ;- forţele şi momentele ce acţionează asupra roţii .

În calculul de proiectare dinamică a autovehiculelor rezistenţa la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenţei la rulare f cum reprezintă o forţă specifică la rulare definită prin relaţia:

unde: - - rezistenţa la rulare ;- - componenta greutăţii automobilului normală pe cale ;

- α unghiul de înclinare longitudinală a drumului .Se adoptă : f = 0.025

αmax = 20˚Atunci ,pentru un drum cu înclinaţie longitudinală maximă, avem :

Pentru un drum orizontal vom avea :

2.2. Rezistenţei aerului

Rezistenţa aerului (Ra) reprezintă interacţiunea după direcţia deplasării dintre aerul în repaus şi autovehiculul în mişcare rectilinie. Ea este o forţă cu acţiune permanentă de sens opus sensului de deplasare a autovehiculului.

Cauzele fizice ale rezistenţei aerului sunt :- frecarea dintre aer şi suprafeţele pe lângă care are loc curgerea acestuia ;- rezistenţa curenţilor exteriori folosiţi pentru răcirea diferitelor organe şi

pentru ventilarea caroseriei ;- repartizarea inegală a presiunilor pe partea din faţă şi spate a caroseriei . Pentru calculul rezistenţei aerului se recomandă utilizarea relaţiei:

unde : - ρ este densitatea aerului ,care , pentru condiţii atmosferice standard şi are valoarea ρ=1,225 - Cx este coeficientul de rezistenţă a aerului ; - A este aria secţiunii transversale maxime ; - V este viteza de deplasare a automobilului .

Notăm produsul constant - numit coeficient aerodinamic

.Rezistenţa aerului este dată de relaţia :

Din soluţiile similare studiate pentru autovehiculul din prezentul proiect se adoptă =0,6 .

Aria transversală a autovehiculului este dată de relaţia :A = BH = 1,691,8 = 3,04 unde :

- B - lăţimea autovehiculului [m] - H - înălţimea autovehiculului [m]

Cum Vmax = 140 Km/h = 38.88 m/s – dată prin tema de proiectare atunci : N

2.3. Rezistenţei pantei

Rezistenta pantei (Rp) este o forţă de rezistenţă la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare) şi forţă activă la coborârea pantelor.

La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă (Rp) după direcţia deplasării dată de relaţia de mai sus .

Se consideră αmax = 20˚ .Atunci :

Rezistenţa la rulare şi rezistenţa pantei fiind dependente de starea şi

caracteristicile căii de rulare se grupează astfel :

unde ψmax = f cos αmax + sin αmax

Deci [N]

2.4. Determinarea rezistenţei la demarare

Rezistenţa la demarare (Rd) este o forţă ce se manifestă în regimul de mişcare accelerată a autovehiculului .

Regimurile tranzitorii ale mişcării autovehiculului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demaraj) şi reduceri ale vitezei (frânare).

Influenţa asupra inerţiei în translaţie a pieselor aflate în rotaţie se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie.

Rezistenţa la demarare este astfel dată de relaţia:

[N] , unde :

- - este masa autovehiculului în kg ;- - coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie ;

- - acceleraţia mişcării de translaţie a autovehiculului .

2.4. Ecuaţia generală de mişcare a automobilului

Ecuaţia generală de mişcare a unui automobil se determina ţinându - se seama pe de o parte de forţele de propulsie si pe de alta parte de forţele de rezistenta care se opun deplasării rectilinii a autovehiculului pe un drum de înclinare longitudinala α în regim de demarare.

Luând în seamă acţiunea simultană a forţelor de rezistenţă şi a forţei motoare ( de propulsie ) din echilibrul dinamic după direcţia mişcării se obţine ecuaţia generală de mişcare rectilinie a automobilului :

Forţa la roată disponibilă FR este determinată ca mărime de performanţele motorului şi de parametrii cinematici ai transmisiei prin relaţiile :

unde : - M , P momentul respectiv puterea într-un moment de pe caracteristica exterioară ;- itr raportul de transmitere al transmisiei ;- ηtr randamentul transmisiei ;- rr raza de rulare a roţilor ;- V viteza de deplasare .

a. Pornirea din loc cu acceleraţie maximăÎn acest caz ecuaţia generală de mişcare capătă forma :

Se adoptă :

- a1max = 3 m/s ;- f = 0,02 ; - ma = 1750 kg ; - Ga = 17500 N .

b. Deplasarea pe calea cu înclinarea longitudinală maximăCorespunzător condiţiilor formulate coeficientul rezistenţei specifice a

căii capătă forma : Ψ = ψmax

În acest caz autovehiculul se deplasează cu viteză redusă şi aproximativ constantă deci dv/dt = 0 , iar rezistenţa aerului Ra are valori foarte mici şi se poate neglija.

Se obţine :

c. Deplasarea cu viteză maximă

Din condiţia realizării vitezei maxime pe o cale orizontală în stare bună se obţine :

unde :

- ρ = 1,225 kg/m3 ; î- f = 0,02 ;- Cx = 0,6 ;- A = 3,04 m2 ;- Vmax = 140 km/h = 38,8 m/s .

Atunci vom obţine :

Cap3.Calculul de tracţiune

Calculul de tracţiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului şi transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite anterior în cap. 1 şi 2 să fie capabil să realizeze performanţele prescrise în tema de proiectare sau a performanţelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.

3.1. Randamentului transmisieiTransmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderile datorate

fenomenelor de frecare din organele transmisiei. Calitativ pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei .

ηt = ηcv η0 unde : - ηcv este randamentul cutiei de viteze ;

- η0 este randamentul transmisiei principale . Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să

fie transmisă roţilor motoare ale acestuia.

Ţinând seama de tipul şi destinaţia autovehiculului , din studiul soluţiilor similare am adoptat :

- ηcv = 0,95- η0 = 0,95

3.2.Determinarea caracteristicii externe a motoruluiDeterminrea puterii maxime a motorului

Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea autovehiculului se face prin oferta de putere şi moment motor printr-un câmp de caracteristici.

Caracteristica externă este alcătuită din curbele de variaţie P = f(n) şi M= f(n) şi se completează şi cu curba consumului specific de combustibil (e=f(n)) .

Funcţionarea automobilului în condiţii normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistenţelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiţii rezultă că la roţile motoare ale automobilului necesarul de forţă de tracţiune şi de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător.

Delimitarea unui asemenea câmp de caracteristici este realizată raţional din următoarele condiţii:

a) motorul să echilibreze prin posibilităţile proprii întreaga gamă de rezistenţe. Acest lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare.

Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime se obţine caracteristica ideală de tracţiune dată de relaţia:

unde: - FR este forţa la roată ;- V este viteza de deplasare ;- PRmax este puterea maximă la roată .b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare

este forţa la roată necesară deplasării cu viteza maximă de performanţă .

c) la viteze mici limita este dată de aderenţa roţilor cu calea:

=0,7-0,8 coeficient de aderenţăeste greutatea aderentă, respectiv greutatea ce revine în condiţii de

demaraj roţilor motoare.Din definirea condiţiilor de autopropulsare de deplasarea cu viteză

maximă presupune dezvoltarea unei forţe la roată FRVmax . Din definirea puterii ca produs între forţă şi viteză realizarea performanţei de viteză maximă în condiţiile prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri.

este puterea dezvoltată de motor pentru atingerea vitezei maxime este forţa la roată la viteză maximă ;

este randamentul transmisiei .Din explicitarea analitică a forţei la roată rezultă :

unde pentru automobilul de proiectat avem :- ρ = 1,225 kg/m3 ; î- f = 0,02 ;- Cx = 0,6 ;- A = 3,04 m2 ;- Vmax = 140 km/h = 38,8 m/s ;- Ga = 17500 N .

Atunci vom obţine :

Punând condiţia ca puterea la viteză maximă să corespundă turaţiei maxime a motorului se obţine :

; unde

Pentru motorul autoturismului proiectat se adoptă : - Pmax = 80 kW ;- np = 5200 rot/min ;- Mmax = 180 Nm ;

- nM = 2800 rot/min .Pentru propulsare majoritatea autovehiculelor folosesc motoare cu ardere

interna si piston in mişcare de translaţie.Pentru autovehiculul din tema de proiectare s-a ales un m.a.s. . Pentru evaluarea unei caracteristici ce nu poate fi determinată pe stand

este necesar să se cunoască cel puţin două puncte de pe caracteristica externă şi anume punctele de performanţă .

Pentru verificare α + β + γ = 1 0,936+1,127-1,063 = 1

Atunci :

Pentru evaluarea analitică se foloseşte polinomul incomplet de gradul trei .

Pentru trasarea caracteristicii consumului specific se foloseşte relaţia :

unde : cep este consumul specific de combustibil la turaţia de putere maximă ; se adoptă cep = 315 g/kWh .

Rezultatele determinărilor sunt prezentate în tabelul de mai jos .

Turaţia

A(1)

P(2)

M(3)

B(4)

Ce(5)

800 0,153 0,141 0,027 -0,003 0,164 13,142

156,060

1,065 335,5

1100 0,211 0,193 0,052 -0,010 0,235 18,821

162,551

1,024 322,64

1500 0,288 0,264 0,097 -0,026 0,335 26,772

169,560

0,978 308,10

2000 0,384 0,352 0,172 -0,061 0,463 36,988

175,693

0,933 294,12

2500 0,480 0,440 0,269 -0,120 0,589 47,080

178,906

0,904 284,12

2800 0,538 0,493 0,338 -0,169 0,662 52,885

180 0,893 281,44

3500 0,673 0,616 0,528 -0,330 0,815 62,052

176,569

0,889 280,14

4500 0,865 0,793 0,873 -0,702 0,964 76,998

162,551

0,933 294,12

5200 1 0,916 1,166 -1,083 1 79,800

145,788

1 315

5500 1,057 0,969 1,305 -1,281 0,992 79,230

136,815

1,037 326,74

5720 1,1 1,008 1,411 -1,441 0,978 78,051

129,630

1,068 336,42

Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Automobilul funcţionează în condiţii normale într-un regim tranzitoriu , gama rezistenţelor la înaintare fiind definită . Motorul trebuie să învingă această gamă de rezistenţe .

Caracteristica de tracţiune este dată de relaţia :

PRmax = FR V ; unde :

- PRmax este puterea maximă la roată ; - FR este forţa la roată ;- V este viteza de deplasare .-

Raportul de transmitere maximă

Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere obţinut când este cuplată prima treaptă de viteză în cutia de viteze .

- raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze

- raportul de transmitere al transmisiei principaleDin condiţia de autopropulsare:

Raportul de transmitere minimă

Valoarea minimă a raportului de transmitere al transmisiei este determinată din condiţia cinematică de realizare a vitezei maxime de performanţă când motorul funcţionează la turaţia maximă.

Raportul de transmitere al transmisiei principale io

Raportul de transmitere al primei trepte din cutia de viteze

Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze

În cazul etajării cutiei în progresie geometrică, între valoarea maximă şi minimă , în cutia de viteze sunt necesare n trepte date de relaţia:

Se adoptă n = 4 trepte de viteză .

Calculul rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte din cutia de

viteze

Fiind determinat numărul de trepte şi ţinând seama că într-o treaptă

K raportul de transmitere este dat de relaţia:

Vitezele minime atinse pentru fiecare treaptă de viteză

Se determină cu relaţia:

Astfel vom obţine :

Vitezele maxime atinse pentru fiecare treaptă de viteză Se obţin cu relaţia :

Astfel vom obţine :

Cap.4 Calculul şi construcţia ambreiajului 4.1 Alegerea tipului constructiv

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor dezavantaje ale motorului cu ardere internă şi anume:

- imposibilitatea pornirii sub sarcină ;- existenţa unei zone de funcţionare stabilă ; - mersul neuniform al arborelui cotit . Necesitatea includerii ambreiajului în transmisia automobilului este

determinată de particularităţile funcţionării acesteia , caracterizate mai ales de cuplarea şi decuplarea motorului .

Decuplarea este necesară la oprirea şi frânarea totală a automobilului sau la schimbarea treptelor de viteză , iar cuplarea este necesară la pornirea din loc şi după schimbarea treptelor de viteză .

Cerinţele principale impuse ambreiajelor sunt următoarele : - la decuplare , să izoleze rapid şi complet motorul de transmisie pentru a

face posibilă schimbarea treptelor fără şocuri ; - la cuplare , să îmbine motorul cu transmisia lin , pentru a evita pornirea

bruscă din loc a automobilului şi şocurile din mecanismele transmisiei ;- în stare cuplată , să asigure o îmbinare perfectă între motor şi

transmisie , fără patinări ;- elementele conduse ale sale să aibă momente de inerţie cât mai reduse

pentru micşorarea sarcinilor dinamice în transmisie ;- să aibă o funcţionare sigură şi de lungă durată ;

- acţionarea să fie simplă şi uşoară ;- regimul termic să aibă valori reduse şi să permită o bună transmitere a

căldurii în mediul înconjurător ;- construcţia să fie simplă .Clasificarea ambreiajelor se face după mai multe criterii :1. după principiul de funcţionare :

- ambreiaje mecanice ;- ambreiaje electrice ;- ambreiaje hidraulice .

2. după modul de funcţionare ;- ambreiaje cu acţionare directă ;- ambreiaje cu acţionare prin intermediul servomecanismelor ;- ambreiaje automate .

3. după tipul constructiv :- ambreiaje simple ;- ambreiaje compuse .

Ţinând cont de tipul şi destinaţia autovehiculului proiectat , de tipul motorului ce echipează acest autovehicul şi de studiul soluţiilor similare se alege ca element de legătură între motor şi transmisie un ambreiaj mecanic cu arc central de tip diafragmă .

Ambreiajele mecanice reprezintă cea mai largă categorie de ambreiaje acoperind peste 90 % din tipurile şi mărcile de automobile şi peste 99 % din numărul de autovehicule . Această răspândire se explic prin costurile deosebit de reduse .

La aceste ambreiaje legătura de cuplare se realizează prin intermediul forţelor de frecare ce iau naştere între suprafeţele conjugate ale părţilor conduse şi conducătoare , sub acţiunea unei forţe normale de apăsare dezvoltată într-un sistem mecanic .

4.2 Alegerea valorilor pentru principalii parametrii constructivi şi de funcţionare

Parametrii care caracterizează calităţile constructiv – funcţionale ale ambreiajului sunt :

- coeficientul de siguranţă ( β ) ;- presiunea specifică ( ps ) ; - creşterea de temperatură ( Δt ) .Coeficientul de siguranţă al ambreiajului ( β ) se defineşte ca raport

dintre momentul capabil al ambreiajului şi momentul maxim al motorului :

Din condiţia ca în orice situaţie de funcţionare ambreiajul să fie capabil să transmită integral momentul maxim al motorului , coeficientul de siguranţă este supraunitar .

În faza predimensionării constructive a ambreiajului coeficientul de siguranţă se adoptă cu valori apropiate celor ce caracterizează construcţiile existente . Astfel , în cazul autovehiculului de proiectat coeficientul de siguranţă ( β ) poate lua valori în intervalul 1,5 ... 2 . Se adoptă β = 1,8 .

Presiunea specifică ( ps ) este o mărime definită ca raportul dintre forţa normală de apăsare pe suprafeţele de frecare în starea cuplată a ambreiajului şi aria garniturilor de frecare :

Valoarea de predimensionare a presiunii specifice se alege din aşa numita condiţie de exploatare la care pentru garniturile de tipul garniturilor cu inserţie metalică limitele admisibile sunt cuprinse între 0,25 ... 0,4 MPa .

Creşterea de temperatură la cuplare a ambreiajului este o caracteristică funcţională ce caracterizează capacitatea ambreiajului de a prelua fără încălziri periculoase căldura rezultată în procesul de patinare din fazele de cuplare ale ambreiajului .

Durata mica a procesului de cuplare a ambreiajului ( 1s la pornire din loc şi 0,2 ... 0,3 s la schimbarea treptelor de viteză ) face ca întreaga cantitate de căldură rezultată prin patinare să fie preluată de piesele metalice aflate în vecinătatea suprafeţelor de frecare .

Din punct de vedere termic ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă creşterea de temperatură la pornirea din loc nu depăşeşte 12 ... 15 ˚C . Se adoptă t = 13˚C .

În caz contrar , când temperaturile locale pot ajunge la 95 ... 100˚C , se creează pericolul fluidizării liantului din reţeta garniturilor de frecare , situaţie în care prin reducerea coeficientului de frecare scade brusc momentul capabil al ambreiajului şi patinarea se accentuează şi poate duce la arderea garniturilor de frecare .

4.3 Dimensionarea garniturilor de frecare ale ambreiajului

Este precedată de o predimensionare în care sunt determinate principalele dimensiuni ale suprafeţelor de frecare astfel încât momentul capabil al ambreiajului , respectiv momentul forţelor de frecare , să fie egal cu momentul necesar . Momentul necesar al ambreiajului este dat de relaţia :

Mnec = βMmax Raza exterioară , respectiv raza interioară , ale acestora sunt date de

relaţiile :

unde : - β este coeficientul de siguranţă ; β = 1,5 ;- Mmax = 180 Nm momentul maxim al motorului ;- μ = 0,35 ... 0,4 coeficientul de frecare ; se adoptă μ = 0,375 ;- n = 1 numărul de discuri ;- ps = 0,28 MPa presiunea specifică ;

- ; se adoptă c = 0,6 ;

Astfel vom obţine :

În conformitate cu bibliografia de specialitate se adoptă următoarele dimensiuni pentru garniturile de frecare :

- diametrul exterior : De = 200 mm ;- diametrul interior : Di = 130 mm ;

- lungimea radială : mm ;

- grosimea : g = 3,5 mm .Cunoscând aceste dimensiuni se poate calcula presiunea specifică :

4.4 Calculul părţii conducătoare Calculul discului de presiune

Discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forţelor arcurilor pe suprafaţa de frecare , componentă a părţii conducătoare pentru transmiterea momentului , suport pentru arc şi masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul de patinare a ambreiajului .

Relaţiile de determinare a dimensiunilor discului condus sunt :- raza exterioară = Re + (2...3) mm = 100 + 2 = 102 mm- raza interioară = Ri – (2...3) mm = 65 – 2 = 63 mmGrosimea necesară a discului este :

[mm] ;

unde : - L = Ls A ; Ls = 10 ... 12 daN/cm2 este lucrul mecanic specific de patinare ; - c = 500 J/kgC ;- α = 0,5 ; - ρ = 7800 kg/m3 ; Atunci : L = 1,2π ( 1022 -632 ) = 23671Deci vom obţine :

Se adoptă h = 14 mm .Masa discului de presiune se calculează cu relaţia :

kgCunoscând acestea putem calcula creşterea de temperatură , care trebuie

să se încadreze în limitele Δt = 7 ... 15˚C :

˚C

Calculul arcului diafragmă

Arcurile de presiune pot fi arcuri periferice sau arcuri centrale . Pentru ambreiajul de proiectat se adoptă arc central de tip diafragmă .

Forţa în stare cuplată ambreiajului este :

Forţa maximă este dată de relaţia : N

4.5 Calculul părţii conduse Calculul arborelui ambreiajului

Dimensionarea se face din condiţia de rezistenţă la solicitarea de torsiune . Astfel diametrul Di al arborelui se calculează cu relaţia :

Din STAS6853 – 63 se adoptă următoarele dimensiuni pentru arborele ambreiaj :

- Di = 23 mm ; - De = 29 mm ;- z = 10 caneluri ;- b = 4 mm ; - h = 3 mm .

Calculul butucului discului condus

Canelurile se verifică la strivire şi forfecare :

de unde :

deci :

mm ;

Se adoptă l = 24 mm .Se face verificarea la :

- strivire : N/mm2 ;

- forfecare : N/mm2

Calculul elementelor elastice suplimentare

Momentul limită care solicită arcurile şi care limitează rigiditatea lor se consideră a fi momentul capabil atingerii limitei de aderenţă a roţilor motoare dat de relaţia :

N m

Dacă Rmed este raza medie de dispunere a arcurilor , forţa de calcul este :

;

unde : - Rmed = 33 mm ; - z = 6 arcuri ;deci forţa de calcul va fi :

Din condiţia ca amplitudinea unghiulară pe care trebuie să o admită arcul să fie cuprinsă în intervalul se obţine valoarea maximă a săgeţii arcului :

f = Rmed sin θ = 33 sin 10 = 5,73 mm

Adoptând un coeficient al arcului rezultă diametrul sârmei

arcului :

Se adoptă d = 4 mm .Capetele arcurilor se sprijină pe ferestrele executate în disc şi în butuc.

Lungimea ferestrelor se face mai mică decât lungimea liberă a arcurilor cu circa 15 ... 20 % , astfel încât la montare se pretensionează arcurile .

Pentru dimensionarea ferestrelor s – au adoptat următoarele dimensiuni :

- lf = 21 mm ;- R = 37 mm ; - a = 1,5 mm . Arcurile elementului elastic se verifică la torsiune :

[ N/mm2 ] ;

N/mm2 ;

În acest caz efortul unitar admisibil este N/mm2 .

Cap. 5 Calculul şi construcţia mecanismului de acţionare 5.1 Alegerea tipului constructiv

Mecanismele de acţionare a ambreiajelor trebuie să asigure o cuplare perfectă şi o decuplare rapidă , forţa aplicată la pedală , necesară decuplării ambreiajului să nu fie prea mare ( 100 ... 150 daN ) , cursa totală a pedalei să nu fie prea mare ( 120 ... 150 mm ) , şi pe măsura uzării garniturilor de fricţiune trebuie să permită reglarea sistemului pentru a asigura presiunea uniformă a tuturor arcurilor .

Pentru autovehiculul impus prin tema de proiectare se adoptă un sistem de acţionare mecanic cu cablu .

5.2 Calculul de dimensionare şi verificare al mecanismului de acţionare

Calculul mecanismului de acţionare se face în scopul determinării parametrilor acestuia , cu condiţia ca forţa la pedală şi deplasarea pedalei la decuplarea ambreiajului să fie încadrate limite .

Forţa Fp se transmite de la pedala 1 prin cablul 2 la furca 3 , care acţionează manşonul 4 al rulmentului de presiune . De la rulmentul de presiune forţa se transmite discului 6 prin intermediul pârghiilor de debreiere 5 .

Deplasarea totală a manşonului de decuplare Sm este formată din cursa liberă Sl şi cea de lucru , necesară deplasării discului de presiune cu distanţa Δs :

unde : - este raportul de transmitere al pârghiilor de decuplare .

Cum : - Δs = 2 mm ; - Sl = 2 mm ;

- ;

rezultă că : mm .

Cursa totală a pedalei de acţionare se determină cu relaţia : ;

unde : - este raportul de transmitere al pârghiilor mecanismului

de acţionare .

Cum kma = rezultă :

Sp = mm .Deplasarea totală a pedalei trebuie să fie între limitele 90 … 150 mm Forţa necesară dezvoltată de pedală pentru decuplarea ambreiajului este :

daN ;

unde : - Q este forţa de apăsare asupra discului de presiune ;

- ηma = 0,7 … 0,8 randamentul mecanismului cu acţionare mecanică . Forţa Fp necesară decuplării complete a ambreiajului trebuie să fie

cuprinsă între limitele 10 … 15 daN .

- BIBLIOGRAFIE –

1. Tabacu Ion , Notiţe curs , Piteşti , 2001 – 2002 .2. M. Untaru , Gh. Poţincu , I. Tabacu , T. Macarie , ş.a. , Calculul şi

Construcţia Automobilelor , Editura Didactică şi Pedagogică , Bucureşti , 1982 .

3. M. Untaru , V. Câmpian , E. Ionescu , ş.a. , Automobile , Editura Didactică şi Pedagogică , Bucureşti , 1975 .

Cuprins

1. Organizarea generală şi alegerea parametrilor principali 11.1 Studiul soluţiilor similare 1 1.2 Alegerea principalelor dimensiuni geometrice şi de masă 4 1.3 Alegerea roţilor 6

2. Definirea condiţiilor de autopropulsare 82.1 Rezistenţa la rulare 82.2 Rezistenţa aerului 9 2.3Rezistenţa pantei 10 2.4 Rezistenţa la demarare 102.5 Ecuaţia generală de mişcare a automobilului 10

- pornirea din loc cu acceleraţie maximă 11- deplasarea pe calea cu pantă maximă 11- deplasarea cu viteză maximă 12

3. Calculul de tracţiune 133.1 Randamentul transmisiei 133.2 Determinarea caracteristicii externe a motorului 13

4. Calculul şi construcţia ambreiajului 20 4.1 Alegerea tipului constructiv 204.2 Alegerea valorilor pentru principalii parametrii constructivi şi de funcţionare 214.3 Dimensionarea suprafeţelor de frecare ale ambreiajului 224.4 Calculul părţii conducătoare 234.5 calculul părţii conduse 24

5. Calculul şi acţionarea mecanismului de acţionare 275.1 Alegerea tipului constructiv 275.2 Calculul de dimensionare şi verificare al mecanismului de acţionare 27

Top Related