PROIECT AUTOVEHICUL

Universitatea Politehnica Bucuresti, Facultatea de Transporturi

Tema proiect:

-tipul motorului: MAS

-atoturism clasa mica 5 locuri

-viteza maxima: 165 km/h

Tipul caroseriei: sedan

CAPITOLUL I

Modele similare au fost alese in baza temei de proiect avand in vedere ca parametrii obiectivi, viteza maxima, tipul motorului, tipul caroseriei.

Nr Model

Caracteristici dimensionale

A[mm]

E1[mm]

E2[mm]

C1[mm]

C2[mm]

L[mm]

l[mm]

h[mm]

Cx

1Renault Clio

Symbol2473 1406 1387 4191 163

91440

2Hyundai Accent 1.4

DOHC2500 1470 1460 4280 169

51470

3Dacia Logan 1.4

MPI2630 1460 1456 777 843 4250 197

51525 0,36

4Skoda Fabia Sedan

2462 1435 1424 4232 1646

1449 0,32

5Chevrolete Aveo

2480 1450 1430 4310 1710

1505

6Volskwagen Jetta

1.62578 1534 1512 4554 178

11459 0,68

7Opel Astra Classic

II2606 1484 1460 4252 170

91425

8Astra

SedanTWINPORT2703 1488 1479 4587 175

31458

9Seat Cordoba 1.4

Sedan2460 1419 1408 4280 169

81441

10

Peugeot 206 Sedan 1.4E

2442 1437 1428 784 961 4188 1655

1452

11 Fiat Linea 1.4

2603 1473 1466 4560 1730

1494

12

Volkswagen Bora 1.4

25131513

1494 4374 1735

1446

13

2003 Mitsubishi Lancer 1.3

2600 1470 1470 4480 1695

1445

14

Renault Megan II Sport Sedan

2686 1518 1514 4498 1777

1460

15 Skoda Octavia 1.4

2578 1539 1528 4572 1769

1462 0,61

16 Fiat Siena ELX

2373 1418 1453 4135 1690

1453

17

Volkswagen Passat 1.4 TSI

2709 1553 1566 4765 1820

1472 0,66

18 2003 Dacia Solenza

2476 1429 1348 4083 1664

1379

19

1988 Opel Vectra 1.4

2590 1420 1426 4430 1700

1397 0,6

20

Daewoo Cielo 1.5 SOHC MPI

2520 1400 1406 4482 1662

1393

Caracteristici masice

Rotile Performante

Masa proprie[kg]

Gu[kg]

Gt[kg]

Dimensinui

Motor Vmax[km/h]Vc[cm3]

Mm[Nm]

Pm[kw/CP] nP[rpm]

nM[rpm]

940

175/65 R14 T

MAS 170 1390 114 /75

5500 4250

1240

175/70 R14

MAS 177 1399 125,4 /95

6000 4700

975560

1535

185/65 R15

MAS 162 1390 112 55/75 5500 3000

1085

160/70 R14 T

MAS 160 1198 112 47/64 5400 3000

997

185/60 R14

MAS 157 1150 104 53/73 5400 4400

1268

205/55 R16 H

MAS 186 1595 14875/102

5600 3800

1145445

1590

195/60 R15-88 H

MAS 182 1364 12566 / 90

6000 4000

1306306

1730

205/55 R16 H

MAS 178 1364 12566 /90

5600 4000

1075445

1594

195/55 R15

MAS 181 1390 130 63/85 5000 3800

160/70 R14

MAS 169 1360 118 /75 5500 3300

1160 185/65 R 15

MAS 165 1368 115 56/77 6000 3000

160/70 R14 T

MAS 171 1390 126 74.6/ 5000 3300

1240 195/60 R 15

MAS 171 1299 120 59.7/ 5000 4000

1190 195/65 R 15

MAS 185 1390 127 71/ 6000 3650

1305 195/65 R 15 91T

MAS 170 1390 126 52/ 5000 3300

1070 175/70 R 14

MAS 168 1368 122 60.4/ 5500 2250

1388 205/55 R 16 H

MAS 203 1390 200 89/ 5000 4000

1035 165/55 R13

MAS 162 1390 114 54.4/ 5250 2800

975 160/70 R14 T

MAS 173 1396 108 54/ 5600 3000

1078 4321510

155/80 R 13

MAS 175 1498 122,8 /80 5600 3200

CAPITOLUL II

Predeterminarea principalilorparametri dimensionali si masici ai autovehicului de proiectat

Pentru relizarea calculelor s-au utilizat urmatoarele formule:

- Calculul mediei valorilor cunoscute

- Calculul abaterii medii patratice

Cvx= - Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv

Ix= - Determinarea intervalului de incredere

Vom alege din tabel t=2,086 pentru 20 modele

Legenda

L= Lungime totala

l= Latime totala

h= Inaltime totala

A = Ampatament

E1/E2 = Ecartament fata/spate

G utila= Greutatea utila a autovehicului

G totala= Greutatea totala a autovehicului

Alegerea ampatamentului

Intervalul de incredere pentru ampatament va fii

IA= => IA ales = 2548 mm

Alegerea Ecartamentul 1

NR E1 Medie Min Max (xj-xm)^2 Sx Cvx

NR A Medie Max Min (xj-xm)^2 Sx Cvx1 2473 2549 2709 2373 5791,21 93 3,65682 2500 2410,813 2630 6544,814 2462 7586,415 2480 4774,816 2578 835,217 2606 3237,61

82703 23685,2

19 2460 7938,81

102442 11470,4

111 2603 2905,2112 2513 1303,2113 2600 2590,81

142686 18741,6

115 2578 835,21

162373 31011,2

1

172709 25568,0

118 2476 5343,6119 2590 1672,8120 2520 846,81

165093,8

11406 1465,8

1400

1553 3576,04

46,66296

3,183446

21470 17,64

31460 33,64

41435 948,64

51450 249,64

61534 4651,24

71484 331,24

81488 492,84

91419 2190,24

101437 829,44

111473 51,84

121513 2227,84

131470 17,64

141518 2724,84

151539 5358,24

161418 2284,84

171553 7603,84

181429 1354,24

191420 2097,64

201400 4329,64

41371,2

Intervalul de incredere E1 va fii

IE1= => IE1 ales =1465 mm

Pentru Ecartamentul 2 vom alege analog conform calculeor efectuate in tabel

Intervalul de incredere E2 va fii

IE1= => IE1 ales =1455 mm

Pentru lungime

Intervalul de incredere L va fii

IL= => IL ales =4375 mm

Latimea autovecului

NR E2Medi

e Min Max(xj-

xm)^2 Sx Cvx

11387 1455,

75 1348 15664726,5

6371,252

474,8945

54

21460 18,062

53 1456 0,0625

41424 1008,0

63

51430 663,06

25

61512 3164,0

63

71460 18,062

5

81479 540,56

25

91408 2280,0

63

101428 770,06

25

111466 105,06

25

121494 1463,0

63

131470 203,06

25

141514 3393,0

63

151528 5220,0

6316 1453 7,5625

171566 12155,

06

181348 11610,

06

191426 885,06

25

201406 48230,

6996461,

38

NR L Medie Min Max (xj-xm)^2 Sx Cvx1 419

14375,15 408

3476

533911,2225 181,791

54,15509

12 428

0 9053,5225

3 4250

15662,5225

4 4232

20491,9225

5 4310

4244,5225

6 4554

31987,3225

7 4252

15165,9225

8 4587

44880,4225

9 4280

9053,5225

10 4188

35025,1225

11 4560

34169,5225

12 4374

1,3225

13 4480

10993,5225

14 4498

15092,1225

15 4572

38749,9225

16 4135

57672,0225

17 4765

151983,0225

18 4083

85351,6225

19 4430

3008,5225

20 4482

11416,9225

627914,55

Intervalul de incredere l va fii

Il= => Il ales =1725 mm

NR lMedie Min Max

(xj-xm)^2 Sx Cvx

11639 1725,

15 1639 19757421,

82376,53

574,4364

66

21695

909,0

225

31975

62425

,02

41646

6264,

723

51710

229,5

225

61781

3119,

222

71709

260,8

225

81753

775,6

225

91698

737,1

225

101655

4921,

023

111730

23,52

25

121735

97,02

25

131695

909,0

225

141777

2688,

422

151769

1922,

822

161690

1235,

523

171820

8996,

522

181664

3739,

323

191700

632,5

225

201662

3987,

923 11129

6,6

Inaltimea autovehicului

Intervalul de incredere h va fii

Ih= => Ih ales =1451 mm

Masa proprie a autovehicului

NR Masa Medie Min Max(xj-

xm)^2 Sx Cvx

1 9401137,333 940 1388

38940,44

132,2618

11,62911

2 1240 10540

NR h Medie Min Max (xj-xm)^2 Sx Cvx

1144

0 1451,25137

9152

5 126,562535,3834

32,43813

4

2147

0 351,5625

3152

5 5439,0625

4144

9 5,0625

5150

5 2889,0625

6145

9 60,0625

7142

5 689,0625

8145

8 45,5625

9144

1 105,0625

10145

2 0,5625

11149

4 1827,5625

12144

6 27,5625

13144

5 39,0625

14146

0 76,5625

15146

2 115,5625

16145

3 3,0625

17147

2 430,5625

18137

9 5220,0625

19139

7 2943,0625

20139

3 3393,0625 23787,75

,44

3 97526352

,11

4 10852738,778

5 99719693

,44

6 126817073

,78

7 114558,77778

8 130628448

,44

9 10753885,444

101160

513,7778

111240

10540,44

121190

2773,778

131305

28112,11

141070

4533,778

151388

62833,78

161035

10472,11

17975

26352,11

181078

3520,444

297384

Intervalul de incredere pentru Masa proprie va fii

IM= => IM ales =1137 kg

Alegerea G utile si G total a autivehicului se va realiza tabelul pentru 5 modele similare gasite utilizand t=2,571

Vom alege ca interval de incredere pentru Gu si Gt

IGu= => IGu ales =437 kg

IGt= => IGt ales =1591 kg

Predeterminarea parametrilor dimensionali i masici ale principalilor subansambluri ale componentelor autoutilitarei

NR Gu Medie Min Max (xj-xm)^2 Sx Cvx1 560 437,6 306 560 14981,76 90,0572 20,57982 445 54,76 3 306 17318,56 4 445 54,76 5 432 31,36

32441,2

NR Gt Medie Min Max (xj-xm)^2 Sx Cvx

11535 1591,8

1510

1730 3226,24

85,18333

5,351384

21590 3,24

31730 19099,24

41594 4,84

51510 6691,24

29024,8

Pentru predeterminarea parametrilor masici ai principalilor subansambluri ale componentelor autoutilitarei se stabilesc subansamblurile si se vor trece in tabel.

Autoturism clasa mica, masa prorie = 1137kg

Nr Crt Denumire Subansamblu Participaia masic aleas[%]Masa Calculata

[Kg]

1 Motor + transmisie 16,96 191

2 Motor fara instalatie electrica 12,71 137

3 Rezervor de combustibil 1,09 12

4 Sistem de evacuare 1,37 11,86

5 Ambreaj 0,785 8,87

6 Schimbator de viteza 4,8 54,24

7 Suspensie fata 6,20 70

8 Suspensie spate 2 22

9 Sistemul de directie 0,712 8

10 Instalatie electrica + baterie 0,712 8

11 Rotile 4,80 54

12 Caroserie + usi + gemuri 51,12 540

13 Transmisia cardanica 0,70 7

14 Totalul 100% 1137

CAPITOLUL III

Manechinul bidimensional si postul de conducere

Manechinul bidimensional consta din tors si segmentele picioarelor asamblate cu articula ii prev zute cu sc ri pentru m surarea unghiurilor.

Sunt folosite trei manechine diferen iate prin lungimile segmentelor piciorului, ls pentru gamba si lt pentru coapsa, deoarece s-a constatat ca dimensiunile torsului variaz nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10,50,90 %. Semnifica ia acestui procentaj este urm toarea: pentru manechinul cu procentaj 90 nseamn ca dintr-un num r de adul i, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunz toare acestei tipodimensiuni de manechin,pentru manechinul cu procentaj 50 nseamn ca dintr-un num r de adul i, 50% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunz toare acestei tipodimensiuni de manechin, iar pentru manechinul cu procentaj 10 nseamn ca dintr-un num r de adul i, 10% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunz toare acestei tipodimensiuni de manechin. Avnd in vedere aceste tipodimensiuni de manechin se alege ca referin a manechinul de tip 90. Acesta are dimensiunile ls = 444 mm si lt = 456 mm. Manechinul de tip 90 este prezentat mpreuna cu cotele alese in figura. MANECHIN TIP 90

Pozi ia manechinului pe scaunul oferului este definita de dimensiunile a si b (pozi ia articula iei H a soldului fata de partea verticala a panoului desp r itor de compartimentul motorului, respectiv fata de podea), de unghiul dintre axa torsului rezemat pe scaun si verticala, de unghiurile , , care reprezint unghiurile principalelor articula ii: sold, genunchi, respectiv glezna ale manechinului bidimensional. Manechinul bidimensional amplasat la postul de conducere mpreuna cu aceste unghiuri sunt reprezentate in figura 15. Se aleg ca si valori pentru unghiurile , , , urm toarele valori: = 25 0, =80 0, =130 0 =100 0

Manechinul bidimensional amplasat la postul de conducere

- Determinarea pozi iei centrului de masa al autovehiculului

Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de rela iile:

XG = si ZG = , in care mj este masa subansamblului j, in kg, iar xj si zj sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j, fata de sistemul de axe xoz, ales in mm.

Conform tabelului rezulta

Nr Subansamblu mj[kg] xj[mm] zj[mm]xj*mj

[mm*kg]

zj*mj [mm *kg]

1 Caroserie 577 245 71 141365 409672 Motor+Transmisie 180 80 48 14400 86403 Sistem racire 11 22 59 242 6494 Rezervorul de combustibil 12 434 31 5208 3725 S.v+ambreaj 63 141 39 8883 24576 Transmisia cardanica 7 277 31 1939 2177 Roata fata x 2 27 102 31 2754 8378 Roati spate x2 27 390 31 10530 8379 Conducator auto 75 225 50 16875 3750

SUMA 979 1916 391187576

438278

9

8Pasageri (masa utila 5 pasageri ) 375 228,25 49,46

85593,75

18547,5

SUMA 375 228,25 49,4685593,

7518547,

5

Conform relatiilor rezulta Xg=1916mm iar Zg=391mm

n cazul in care automobilul este descarcat centrul sau de greutate se afla la Xg0=1916mm i Zg0=391mm, dac autilitara este nc rcat la sarcina maxim care ar ocupa ntregul volum de transport noile coordonate sunt Xg1=2304mm i Zg1=603mm. Centrul sistemului de axe fiind ales n punctul de cotact din roata pun ii fat i sol..

Dupa ce s-a stabilit pozi ia centrului de greutate n cele dou situa ii de ncarcare, se determina nc rc rile statice la cele doua pun i n ambele situa ii. Astefl, nc rc rile statice la ce dou pun i sunt: G1,0 (nc rcarea static la puntea fa far

mas utila), G2,0(nc rcarea static la puntea spate f r masa utila), G1(nc rcarea static la puntea fa cu masa utila) i G2(nc rcarea statica la puntea spate cu masa util ).

Formulele de calcul sunt:

G1,0 = 0 , G2,0 = 0 respectiv G1 = a ,

G1 = a

G1,0 = Forte de apasare pe sol

G2,0 = =2770,38 N

G1 = N

G2 = N

-Verificarea capacita ii de trecere si a stabilit ii longitudinale.

Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali si automobilului s-au avut in vedere si parametri geometrici ai capacita ii de trecere. Definitivarea lor este ncheiata odat cu ntocmirea schi ei de organizare generala si a desenului de ansamblu.

- Unghiul de atac rezultat din schi a de organizare generala este de 200;

- Unghiul de degajare rezultat este de 170

- Garda la sol [mm] este de 175

Capacit ile de trecere ale automobilului (unghiul de atac si unghiul de degajare)

Expresiile unghiului limita de patinare sau de alunecare (cnd rotile motoare ajung la limita de aderenta) sunt:

- Trac iune spate autoturism incarcat : tg pa = x*

=0.75* pa =20.290

,unde x s-a considerat 0.75.

La deplasarea cu drumul cu panta maxima impusa prin tema nu trebuie sa se produc r sturnarea automobilului. Unghiul limita de r sturnare este dat de rela ia:

pr = arctg ( ) = 0

- Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora

Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul

Se alege pneul radial cu simbolizarea 175/70 R 14 T avnd urm toarele caracteristici:

- Latimea sec iunii pneului, B u = 175 mm ;- Diametrul exterior, De = 14*25.4+2*0.70*175 = 600,6

mm ;

- Raza libera a pneului, r0 = = 300,3 mm- Raza de rulare a pneului, rr = 0.932* r0 = 279.87 mm ;

- Raza statica, rs = = 269.1 mm ;- Capacitatea portanta a pneului Qp = 7500 N ;- Presiunea aerului din pneu, pa = 2.2 2.4 bari ;- Viteza maxima de exploatare a pneului, Vmaxp = 180

km/h ;

CAPITOLUL IV

Determinarea parametrilor necesari calculului de trac iune

Se poate foloseste exprimarea parabolica de forma:

f = f0 + f01V + f02V2 ; => f=0,020799

in care valorile coeficien ilor f 0 , f01 , f02 se aleg astfel:

- f0 = 1.6115*10-2 ;- f01 = -9.9130*10-6 [h/km] ;- f02 = 2.3214 *10-7 [h2/km2] ;

- V=165 km/h- na=0,7

Varia ia valorilor coeficientului de rezistenta la rulare al pneului func ie de viteza automobilului de la 0 km/h la V max din 20 in 20 de km/h.

Variatia lui f in functie de V

V [km/h]

0 20 40 60 80 100 120 140 160 165

f [-]0.0161

0.0160

0.01608

0.01635

0.01680

0.01744

0.01826

0.01927

0.02047 0.02079

- Determinarea ariei sec iunii transversale maxime a autovehiculului

Aria sec iunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proiec iei frontale a autovehiculului se ob ine prin:

- planimetrarea conturului delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu;

- calculul cu rela ia : A = Cf (Ha - hb)*la + Npn*hb*Bu [m2], unde Ha este inaltimea maxima a automobilului, Bu este l imea sec iunii anvelopei, h b este inaltimea marginii inferioare a barei de protec ie fata de cale, l a este l imea automobilului, N pn reprezint num rul de pneuri (2-roti simple), iar Cf este un coeficient de forma (Cf = 0.89).

- Ha = 1451 mm ;- hb = 180 mm ;- la = 1725 mm ;- Npn = 2 ;- Bu = 195 mm - Cf=0,89;

A = 0.89*(1451-180)*1725+2*180*175 = 2.014 [m2 ]

- Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului

Valoarea coeficientului de rezistenta a aerului, cx se alege in func ie de aria proiec iei frontale a autovehiculului. Astfel, pentru o arie a sec iunii transversale maxime A = 2,014 m 2 se alege o valoare a coeficientului de rezistenta a aerului, cx = 0.40

- Determinarea randamentului transmisiei

Pentru proiectare, in aceasta faza, se opereaz cu un randament constant mediu al transmisiei. Se alege astfel un randament al transmisiei t = 0.92

Determinarea rezistentelor la naintare si a puterilor corespunz toare, in func ie de viteza autovehiculului

Deplasare in palier (p = 0) fara vant, unde:

Rezistenta la rulare - Rrul= f(V)*Ga*cosp iar Ga = 1137 kg

V [km/h] f Rrul [daN]

0 0.0161 18,305

20 0.0160 18,192

40 0.01608 18,282

60 0.01635 18,589

80 0.01680 19,101

100 0.01744 19,829

120 0.01826 20,761

140 0.01927 21,909

160 0.02047 23,274

165 0.02079 23,638

Rezistenta la panta - Rp = Ga*sinp = 0 daN => Autovehiculul ruleaz in palier, p = 0

Rezistenta aerului - Ra = unde unde k este coeficientul aerodinamic k = 0.06125*cx, iar Vx = VVv (se vor considera cazurile in care Vv = 0 si Vv = 15 km/h);

k= 0,06125*0,40=0,0245

Valorile rezistentei aerului func ie de viteza automobilului

V [km/h]

Ra[daN](Vv=0km/h]

Ra[daN](Vv=+15km/h]

Ra[daN](Vv=-15km/h]

20 1,5182 4,64 0,094840 6,072 11,48 2,37260 13,66 21,35 7,6880 24,29 34,25 16,03

100 37,95 50,19 27,42120 54,65 69,17 41,84140 74,39 91,18 59,30160 97,167 116,24 79.80165 103,33 122,97 85,40

Ra = f(V)

Valorile puterii necesare pentru invingerea rezistentei aerului

Puterea corespunz toare rezistentei aerului

Pa = [kW]

V [km/h]

Pa[KW] (Vv=0km/h]

Pa[KW] (Vv=+15km/h]

Pa[KW] (Vv=-15km/h]

20 0,084 0,258 0,05240 0,674 1,275 0,26360 2,277 3,55 1,28180 5,398 7,612 3,56

100 10,54 13,94 7,61120 18,21 23,05 13,94140 28,93 35,46 23,06160 43,18 51,66 35,46165 47,36 56,36 39,4

Pa[Kw] = f(V)

Rezistenta aerului are pana la viteze de 60 - 80 km/h o valoare redusa, nsa dup aceasta viteza valoarea ei creste foarte mult. Dei s-au considerat 3 cazuri si anume: viteza vntului este egala cu zero, vntul bate din fata cu o viteza de 15 km/h, respectiv vntul bate din spate cu o viteza de 15 km/h, la viteze mari valorile rezistentei aerului au valori foarte

ridicate la viteza maxima nregistrndu-se o valoare de 56,36 kW.

Rezistenta totala - R = = Rrul+Rp+Ra [daN];

Se considera doar cazul cnd viteza vntului, Vv, este egala cu zero

V [km/h]Rrul

[daN] Ra[daN](Vv=0km/h] R20 18,192 1,5182 19,710240 18,282 6,072 24,35460 18,589 13,66 32,24980 19,101 24,29 43,391100 19,829 37,95 57,779120 20,761 54,65 75,411140 21,909 74,39 96,299160 23,274 97,167 120,441165 23,638 103,33 126,968

Varia ia rezistentei totale func ie de viteza automobilului

R=f(V)

Puterea corespunz toare rezistentei totale - P = [kW] se considera doar cazul cnd viteza vntului, Vv, este egala cu zero.

V [km/h] Prul [kW] Pa [kW] P[kW]20 1,01 0,084 1,09440 2,031 0,674 2,70560 3,098 2,277 5,37580 4,244 5,398 9,642

100 5,508 10,54 16,048120 6,92 18,21 25,13140 8,52 28,93 37,45160 10,34 43,18 53,52165 10,834 47,36 58,194

Varia ia puterii corespunz toare rezistentei totale func ie de viteza automobilului

Capitolul V

Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Alegerea motorului autovehiculului impus

prin tema

- Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din condi ia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului in palier

Valoarea maxima a vitezei automobilului la deplasarea acestuia in treapta de viteze cea mai rapida, in palier, Vmax, impusa prin tema de proiect este de 165 km/h. Pentru a avea o anumita acoperire, din punct de vedere al puterii, se poate admite ca atingerea vitezei maxime se ob ine

pe o foarte mica panta, p0 = (0.050.3)% rezultnd in acest fel o putere maxima, Pmax, ceva mai mare dect in cazul deplas rii in palier(p0=0)

Bilan ul de putere este: P r = t*P = Prul + Pp + Pa + Pd

Pentru V=Vmax rezulta ca = 0 si deci Pd = 0

Astfel rela ia devine :

Pvmax =

Se determina puterea motorului corespunz toare vitezei maxime, Pvmax

- Vmax = 165 km/h;

- = 0.02079 ;- Ga = 1137 kg;- = 103,3 N;

- t = 0,92;

Pvmax = = 63,23 kW

Coeficientul de adaptabilitate al motorului ca = => 1.18 1.094. Se adopta coeficientul de adaptabilitate ca = 1,078

Coeficientul de elasticitate al motorului ce = => 4,2 5,5. Se adopta coeficientul de elasticitate ce = 0,77

Cunoscnd ca si ce se calculeaz apoi valorile coeficien ilor de forma ai caracteristicii motorului:

= = =0.203

= = = 2,275

= = = 1.47

= = = -0.87

= = = 4.743

= = = 2.87

Se adopta o valoare pentru m rimea raportata: = = 1,15

Se calculeaz puterea maxima teoretica necesara motorului cu rela ia:

Pmax = = = = 70,48kW

f( ) = -0,87*1.15 + 4,473*1.15 2 2,87*1.153 = 0,907

- np = 5500 rpm - nmin = 1000 rpm- nmed = 3800 rpm- npmax = 5400 rpm- nmax = 6600 rpm

Pentru modelarea curbei momentului motor se poate utiliza rela ia de transformare:

M = 955.5 [daNm] in care P [kW] si n [rot/min]

Rezulta:

n minn

med npmax nmaxn 1000 2000 2500 3000 3800 4000 5400 6000 6600

P 7,26 21,37 29,8238,5

952,0

854,2

9Pmax=7

0,48 68,07 57,95

M6,936

9310,20952

11,3972

12,291

Mmax

13,095

12,969

12,47104

10,84015 8,38958

Caracteristica teoretic la sarcin total a motorului

- Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala

Pentru alegerea motorului ce va echipa automobilul impus prin tema se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala. Aceasta metoda presupune alegerea a cel pu in 2 motoare cu puterea maxima foarte apropiata de cea teoretica (calculata anterior) si suprapunerea curbelor de varia ie P/P max(n/nP). In func ie de pozi ia relativa a curbelor ob inute se va alege motorul. Recomandarea prevede ca alegerea sa corespunda situa iei in care curba motorului ales sa fie situata deasupra curbei motorului teoretic, astfel incat motorul ales sa prezinte o rezerva de putere superioara.

Ca modele similare se aleg urm toarele motoare:

- Motorul similar 1 ( model 9 din tabel) cu urm toarele caracteristici:

Pmax = 63kW / nP = 5000 rpm

Mmax = 130Nm / nM = 3800 rpm

- Motorul similar 2 ( model 13 din tabel) cu urm toarele caracteristici:

Pmax = 59,7 kW/ nP = 5000 rpm

Mmax = 120Nm/ nM = 4000 rpm

- Motorul teoretic are urm toarele caracteristici:

Pmax = 70,48 kW / nP = 5500 rpm

Mmax = 130,95Nm / nM = 3800 rpm;

Deoarece caracteristica motorului similar 1 se g se te deasupra caracteristicilor motorului teoretic si al motorului similar 2 avnd astfel o rezerva de putere superioara dorita, se alege motorul similar 1 cu urm toarele caracteristici determinate mai sus

- Pmax = 63kW / nP = 5000 rpm- Mmax = 130Nm / nM = 3800 rpm

- Pmax/nP = 0.01269 kW/min-1;- Mmax/nM = 0.036 Nm/min-1;- Mmax/nmin = 0.13 Nm/min-1;- Mmax/nmax = 0.026 Nm/min-1;

CAPITOLUL VI

Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimb torului de viteze

- Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale.

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale, i0, se face din condi ia ca automobilul impus prin tema sa ating viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a schimb torului de viteze care este, in general, treapta de priza directa (la schimb torul de viteze cu trei arbori) sau treapta similara acesteia, cu raport de transmitere apropiat de unitate (la schimb torul de viteze cu doi arbori).

Se tie ca:

V = ;

Pentru viteza maxima, rela ia devine:

Vmax = ,

= 1 (in cazul schimb torului de viteze cu doi arbori) -

=1.031.05

Isn ales=1,05 ca fiind raportul de transmitere in treapta de priza directa

Rezulta:

i0(pred) = 0.377 = 0.377 = 3.89

In aceasta rela ie = *n P=6300

Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de din i pornind se la valoarea predeterminata si de la schema cinematica a transmisiei principale. Daca i0 < 7.0, se adopta o transmisie principala simpla.

In cazul transmisiei principale simple i0 = , unde reprezint num rul de din i ai coroanei, iar num rul de din i ai pinionului.

Prin urmare pentru o transmisie principala simpla vom alege roti dintate cilindrice unde Zp alex o sa fie 14 => Zp =14 dinti

Rezulta astfel care se va rotunji la valoarea ntreaga cea mai apropiata, dup care se recalculeaz raportul de transmitere efectiv i01.

= 3.89*14=54,62 dinti se rotunjeste la Zc =54 dinti

Astfel i01 = 3.85 ;

Dup aceasta, modificnd num rul de din i ai coroanei sau chiar ai pinionului de atac, se determina inca alte doua rapoarte efective i02 si i03.

i02 = = 3,92 i03 = = 3,77

Este necesar un raport de transmitere care sa permit ob inerea unei viteze maxime ct mai apropiat de viteza maxim impus prin tem . Singurul raport de transmitere al transmisiei principale care permite acest lucru este i02 = 3,92. Celelalte doua rapoarte de transmitere permit atingerea unor viteze superioare vitezei maxime impusa prin tema

-Rezulta numerele de din i ai pinionului, respectiv ai coroanei:

= 55 din i. 14 din i.

- Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimb torului de viteze, i s1

nvingerea pantei maxime, impus prin tem

Deplasare n palier, pe drum modernizat, cu o vitez minim stabilit

Solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc

a) Determinarea lui is1 din condi ia de pant maxim impus n tema

La determinarea acestui raport se pune condi ia ca urcarea pantei maxime, pmax, s se fac cu vitez constant , redus .

Din bilan ul de trac iune se ob ine rela ia :

is1 =

= rezisten a specific maxim a drumului= f (0)*cos pmax + sin pmax,

pmax = arctg (pmax)

pmax = arctg (0,3) = 16,70;

= 0.0161 * cos 16,70 + sin 16,70 = 0,3;

is1 = = 2,23

b) Determinarea lui is1 din condi ia de vitez maxim stabilit

Deplasare n palier, pe drum modernizat, cu o vitez minim stabilit

Rzulta: is1 = 0.377* = 0.377* = 3,36

unde = 8km/h;

c) Determinarea lui is1 dup criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc.

Solicit rile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Lund n considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc, n cazul deplas rii pe un drum n palier.

is1 = 0.11 * *n0 * Vmax

n0 = 1500 + = 1500 + = 2766 rot/min

ka = 1.23 (ales)

= 900

= = 0.0554 kW/kg

is1 = 0.11* * 2766*165* = 3.19

Se alege astfel is1 = 3,36

Se adopt valoarea cea mai mare dintre cele trei condi ii

CAPITOLUL VII

Ambreiajul

- Justificarea alegerii

- Rolul ambreiajului pe autovehicul

Ambreiajul este un cuplaj (leag capetele a doi arbori dispu i unul in prelungirea celuilalt, f r sau cu abateri de la coaxialitate) intermitent (asigur cuplarea i decuplarea arborilor f r demontarea sau remontarea cuplajului) comandat (decuplarea sau cuplarea se fac ca urmare a unei comenzi) normal cuplat (in stare normala este in situa ia cuplat). Pe autovehicule se ntlnete si sub form de cuplaj intermitent automat , adic cuplarea sau decuplarea au loc automat in func ie, cel mai adesea, de tura ia motorului cu ardere intern .

Pe automobil ambreiajul se ntlnete in trei variante func ionale:

in transmisie, intercalat ntre motor si schimb torul de viteze, pentru transmiterea momentului motor;

ca organ de cuplare si decuplare a treptelor de vitez in transmisiile automate;

cuplaj de siguran a pentru limitarea valorii maxime a momentului de torsiune.

Opera ia de decuplare a ambreiajului se nume te debreiere.

- Cuplarea progresiv a motorului cu restul transmisiei la pornirea de pe loc sau dup schimbarea treptelor de vitez ;

Opera ia de cuplare a ambreiajului se nume te ambreiere.

- Limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din restul transmisiei (cuplaj de siguran a);

- Izolarea intre motor si transmisie, in ambele sensuri, a vibra iilor torsionale provenite din func ionarea motorului sau din deplasarea automobilului pe cale.

Folosirea ambreiajului in transmisia automobilului este impus de folosirea motoarelor cu ardere interna care nu pot porni sub sarcina. Pentru pornire este necesara ntreruperea leg turii dintre motor si restul transmisiei prin decuplarea ambreiajului, cuplarea schimb torului de vitez in prima treapta si apoi cuplarea progresiva a ambreiajului simultan cu ac ionarea u oar a accelera iei.

- Condi iile impuse ambreiajului

Decuplarea ambreiajului trebuie sa fie complet , rapid si sa necesite din partea conduc torului auto eforturi reduse, pentru o cursa la pedal limitat .

Dac decuplarea ambreiajului nu este complet , au loc urm toarele fenomene:

schimbarea treptelor de vitez se face cu ocuri si zgomote, deoarece rotile din ate sunt sub sarcin par ial , efectul fiind uzura din ilor i a ro ilor din ate sau a cuplajelor din schimb torul de viteze;

Dac schimb torul este cuplat si motorul func ioneaz , ambreiajul patineaz , componentele sale se nc lzesc, garniturile de frecare se uzeaz sau chiar se ard.Eforturi reduse pentru ac ionarea pedalei ambreiajului in

condi iile unei curse limitate a acesteia se realizeaz prin proiectarea corespunz toare a sistemului de ac ionare.

Cuplarea ambreiajului trebuie sa fie progresiva si perfecta (fara patinare in timpul rul rii).

Dac cuplarea ambreiajului se face brusc, apar smucituri ndeosebi la pornirea de pe loc a automobilului, dar si dup schimbarea treptelor de vitez , care conduc la accentuarea uzurii automobilului si la reducerea confortului. Patinarea ambreiajului conduce la efectele prezentate mai sus. Ambreiajul trebuie sa transmit momentul motor maxim chiar si in cazulcnd garniturile de frecare sunt uzate la limita admisibila. De asemenea trebuie sa aib siguran a ridicat in func ionare, rezisten la uzur si o durat de serviciu ct mai mare.

Se poate afirma c ambreiajul este cel mai solicitat organ al transmisiei automobilului (parcurgerea in trafic urban aglomerat a unei distante de 10km implic ac ionarea pedalei ambreiajului de zeci de ori). Pentru automobilele moderne obinuite fiabilitatea ambreiajului trebuie sa fie aceeai cu a schimb torului de viteze de exemplu, adic sa func ioneze f r repara ii (numai executarea opera iilor de ntre inere prescrise) petoata durata de via normal a automobilului.

- Alte condi ii generale impuse ambreiajului sunt: moment de iner ie si mas proprie cat mai reduse; dimensiuni de gabarit limitate (diametrul exterior maxim al

garniturilor de frecare este limitat la 430 mm); parametrii de baza sa varieze cat mai pu in n timpul

exploat rii si sa fie prev zut cu dispozitive pentru reglare; s fie echilibrat dinamic;

s fie u or de ntreinut sau dac e posibil sa nu necesite opera ii de ntre inere;

s aib o construc ie simpl si un pre de cost ct mai sc zut.

- Prezentarea conditiilor constructive adoptateSe alege ambreaj monodisc simplu cu arc centratFig 1: Prezentarea ambreajului ales

Fig 2:Constructia discu;lui condus cu elementele elastice suplimentare

- Compunerea ambreiajului

Ambreiajul este compus din urm toarele p r i principale: 1. Partea conduc toare este acea parte a ambreiajului care este montat pe volantul motorului. Ea poate fi identificat ca fiind acea parte a ambreiajului care se rotete cnd motorul este in func iune, ambreiajul este decuplat, iar automobilul st pe loc. Aceasta cuprinde urm toarele componente principale:

- carcasa interioar a ambreiajului;- placa sau discul de presiune;- arcul (arcurile de presiune).

2. Partea condus este acea parte a ambreiajului care este in leg tura cinematic direct cu arborele de intrare (primar) al schimb torului de viteza. Ea poate fi identificat ca fiind acea parte a ambreiajului care nu se rotete cnd motorul e in func iune, ambreiajul e decuplat, iar automobilul sta pe loc. Aceasta cuprinde urm toarele componente:

- discul sau discurile conduse ale ambreiajului;- arborele ambreiajului.

3. Sistemul de ac ionare sau de comanda al ambreiajului - are in componen dou p r i:

a) sistemul interior de ac ionare care cuprinde piesele si subansamblele care realizeaz comanda ambreiajului si sunt situate in interiorul carterului. In varianta complet sistemul cuprinde urm toarele:

- prghiile de debreiere;- inelul de debreiere;- manonul de debreiere cu rulmentul de presiune si

suportul s u;- furca ambreiajului.

b) sistemul exterior de ac ionare cuprinde toate piesele si subansamblele montate ntre pedala ambreiajului si cap tul furcii ambreiajului. El are mai multe variante constructive si constituie un criteriu de clasificare a ambreiajelor.

Calculul ambreajului mecanic

- Determinarea momentului necesar al ambreiajului

In timpul func ionarii ambreiajului, ca urmare a frec rilor normale din fazele de cuplare-decuplare, suprafe ele de frecare ale discurilor conduse sunt supuse uzurii, arcurile de presiune se detensioneaz , iar for a de ap sare se mic oreaz . Pentru ca ambreiajul sa fie capabil sa transmit momentul maxim al motorului si in cazul cnd garniturile sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adopta un moment mai mare dect momentul maxim al motorului, numit momentul necesar sau momentul de calcul al ambreiajului.

Alegerea valorii coeficientului de siguran a, se face inndu-se seama de tipul si destina ia automobilului, precum

se de particularit ile ambreiajului. Pentru valori mari ale coeficientului de siguran a se reduce intensitatea patin rii ambreiajului deci si lucrul mecanic de patinare, crete durata de func ionare a ambreiajului, se reduce timpul de ambreiere si se mbun t esc performan ele dinamice ale automobilului. M rirea exagerata a coeficientului de siguran a conduce la apari ia unor suprasarcini in transmisie, in special la frnarea brusca a automobilului, precum si m rirea for ei necesare decupl rii ambreiajului. Reducerea valorii coeficientului de siguran a a ambreiajului conduce la o buna protec ie a transmisiei la suprasarcini, dar la o uzura mai mare a discurilor, deoarece patinarea ambreiajului este mai intensa. For a necesar decupl rii este mai redus . Transmiterea integral a momentului motor si dup uzarea maxima normal a garniturilor de frecare nseamn ca, in aceasta situa ie limit , coeficientul de siguran a al ambreiajului sa fie mai mare sau cel mult egal cu unu, adic : 1.

innd cont de cele prezentate mai sus se alege coeficientul de siguran a al ambreiajului:

= 1.3

Astfel, momentul de calcul al ambreiajului este:

= 1.3 130 = 169 Nm

- Presiunea specific si cre terea temperaturii pieselor ambreiajului

In cazul garniturilor din rasini sintetice impregnate cu fibre de kevlar sau de sticla p = 0,2..0,5 [Mpa]

Se alege p = 0.4 Mpa

- Dimensionarea garniturilor de frecare

Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul c rora se stabilete, prin for e de frecare, leg tura de cuplare a ambreiajului. Momentul capabil al ambreiajului este momentul for elor de frecare, dat de rela ia:

Ma(cap) = i F Rm = i F ,

unde i = 2 n este num rul suprafe elor de frecare, n reprezint

num rul discurilor conduse ale ambreiajului, R m = reprezint raza medie a suprafe ei de frecare, R e i Ri sunt razele exterioar si interioar ale suprafe elor inelare de frecare, este coeficientul de frecare dintre suprafe ele discurilor.

Pentru for a normal de ap sare , unde A = (

) este aria unei garnituri de frecare, momentul capabil al ambreiajului este:

Ma(cap) = i ( )

Ambreiajul se consider corect dimensionat, dac momentul capabil este egal cu momentul necesar, adic :

Ma = Ma(cap) => = Ri = Re*c,

unde c = = 0.530.75. Se alege c = 0.6 si = 0.3;

= = 75.93 mm.

= 75.93*0.6 = 45.55 mm Rm = =

= 60,74 mm

Se alege din arcuri din grupa 3 arcuri rigide = 200 mm;

= 130 mm;

- Detereminarea momentului de frecare al ambreajului

Momentul de frecare total se obtine prin relatia de mai jos in care se considera si p constante:

Ma=0,66 ( )

Ma=0,66* *0,3*0,4*(75,93^3-45,55^3)=847Nm

- Determinarea fortei de apasare

Forta de apasare F asupra discului ambreajului se determina din conditia ca momentul de frecare al ambreajului Ma sa fie egal cu momentul de calcul Mc. Rezultand astfel forta de apasare F asupra dicului fiind egala cu:

F= => F==4673N

Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreajului

1)Calculul arcurilor central diafragma

Ambreiajele mecanice functioneaza pe baza fortelor de frecare ce apar intre fetele discurilor aflate in contact. Avantajele cele mai mari ale ambreiajelor monodisc cu arc central tip diafragma sunt: -actionare usoara deoarece forta necesara pentru mentinerea ambreiajului in pozitia decuplat este mai redusa la acest tip de arc, -forta cu care arcul de tip diafragma actioneaza asupra discului de presiune se mentine aproximativ constanta si la uzura maxima a garniturilor de frictiune , deci aceste ambreiaje nu au tendinte de patinare la uzura garniturilor deoarece momentul de frecare se mentine constant pe toata durata de functionare a ambreiajului, -aceste ambreiaje prezinta o progresivitate ridicata la cuplare datorita elasticitatii mari a arcului central tip diafragma.

Calculul ambreiajului urmareste stabilirea dimensiunilor principale ale elementelor sale in raport cu momentul motor.

Se aleg arcuri disc supuse la solicitari constante; calculul de dimensionare al unui arc disc

Date de baza:

- Sarcina prescrisa Ptotal=467,3 daN

- Sageata prescrisa f total = 10mm

- Diametrul dornului de ghidaj max 20mm

Se vor aleg din grupa 3 STAS arcuri rigide tip A 10 8215-68 discuri ce au urmatoarele caracteristici

- diametrul exterior De=180mm

- diametrul interior Di=92mm

- grosimea discului s=10mm

- naltimea arcului h=4mm

- lungimea discului in stare libera l0=14mm

Se va calcula conform modelului de calcul:

- Sarcina pe disc P1=Ptotal=467,3 daN

- Raportul diametrelor = = =1,95

- Coeficientul

- Sarcina teoretica la apasare Ph =92300 =92300

=1675,44 daN

- Raportul = =0,278

- Raportul P1/Ph = 0,29

- Sageata discului la sarcina P1

f1 = P1/Ph h = 0,29 10 = 2,9 mm

- Numarul necesar de discuri in arcul disc

i= = 4 discuri

- Lungimea arcului diafragma in stare libera

L0=il0 = 4 14= 56mm

- Lungimea arcului sub sarcina maxima P1 L1= L0-ftotal = 56 10= 46mm

Calculul de verificare al arcului diafragma

Sarcina minima: Pmin = 135 daN

Sarcina maxima: Pmax = 467,3 daN

- Raportul diametrelor = = =1,95

- Coeficientul

= 0,69

= 1,22

= 1,38

Sarcina teoretica la apltizare Ph = 1675,44 daN

Raportul = 0,081

Raportul Pmin/Ph = 0,16

Sageata discului la sarcina Pmin

f1 = Pmin/Ph h = 0,16 10 = 1,6 mm

Raportul Pmax/Ph = 0,29

Sageata discului la sarcina Pmax

f2 = Pmax/Ph h = 0,29 10 = 2,9 mm

Raportul =0,16; Raportul = =0,08;

Raportul = =0,4;

Tensiunea minima in disc

min=92300 =92300 0,16

=> min=265,2 daN/mm2

Raportul =0,29; Raportul = =0,14;

Tensiunea maxima in disc

max=92300 =92300 0,29

=> max=516,3 daN/mm2

2)Calculul p r ii conduc toare a ambreajului

Dimensionarea discului de presiune

Func ional, discul de presiune reprezint dispozitivul de aplicare a for ei arcurilor pe suprafa a de frecare, component a p r ii conduc toare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri si eventualele prghii de debreiere i mas metalic pentru preluarea c ldurii rezultate n procesul patin rii ambreiajului. Predimensionarea lui se face din condi ia prelu rii c ldurii revenite n timpul patin rii f r nc lziri periculoase.

Asimilnd discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei: raza exterioar r ed = Re + (35 mm), raza interioar r id = Ri (35mm), Re si Ri fiind razele exterioar , respectiv interioar ale discului condus, se ob ine inaltimea necesar discului de presiune:

,

unde - red = 75,93+4,5 = 80,13 mm;

rid = 45,5-4,5 = 41,05 mm;

Rezult inaltimea necesar discului de presiune:

= 85.68 mm

Se adopt 86 mm;

3)Calculul arborelui ambreiajului

Arborele ambreiajului (care este i arborele primar la schimb torului de viteze) are o por iune canelat pe care se deplaseaz butucul discului condus. Arborele este solicitat la torsiune de c tre momentul de calcul al ambreiajului M c.

Diametrul interior se determin cu rela ia:

,

unde at tensiunea admisibil la solicitarea detorsiune; at = (10004 1200)[daN/cm2]. Se consider at = 110 MPa;

= 19,73 mm;

Se alege din STAS 1768-68 arbore canelat 12x20x26, rezultnd astfel caracteristicile sale dup cum urmeaz :

- z = 12 num rul de caneluri;

- di = 20 mm;

- de = 26 mm;

For a F care solicit canelurile se consider c este aplicat la distan a r m fa de axul arborelui i se determin cu rela ia:

F = => F = = 14695 N

unde rm = reprezint raza medie a arborelui canelat.

n l imea danturii este: h = = 3 mm

Verificarea la strivire n cazul ambreiajului monodisc este dat de rela ia:

ps = = psa (=2025 MPa),

unde l=de este lungimea butucului condus, iar h reprezint n l imea canelurii supus la strivire.

Efortul unitar la forfecare se determin cu rela ia:

f = = = 11,77 MPa f a (=2030 MPa),

unde b reprezint l imea canelurii, b = 4 mm;

Calculul mecanismului de ac ionare

Calculul const in determinarea parametrilor acestui mecanism astfel nct cursa total a pedalei i for a la pedal s se ncadreze n limitele prescrise. Se alege ca mecanism de ac ionare mecanismul hidraulic.

Considernd c presiunea lichidului este aceeai in pompa centrala si in pompa receptoare, conform principiului lui Pascal se poate scrie:

,

Schema de calcul a mecanismului de ac ionare hidraulic

unde d1 este diametrul cilindrului de ac ionare, iar d 2 este diametrul cilindrului receptor.

For a F 2 se determin func ie de for a de ap sare a discurilor:

,

For a F 1 se determin func ie de for a la pedal :

rezult : ,

unde

- = reprezint raportul de transmitere mecanic;

- = reprezint raportul de transmitere hidraulic;

- a=(0,954 0,98) randamentul de ac ionare al mecanismului hidraulic.

Cursa total a manonului rulmentului de presiune (s m) se determin cu rela ia: ,

unde

- este cursa liber a manonului. Se alege =3 mm (=24 4 mm);

- este jocul ce trebuie realizat ntre fiecare pereche de suprafe e de frecare pentru o decuplare complet a ambreiajului; Se alege = 0,67 mm;

- i reprezint num rul perechilor de suprafe e de frecare (i=2);

- este raportul de transmitere al prghiilor de debreiere. Se alege ip=1.5;

0,67*1,5*2 = 5 mm

Cursa pistonului cilindrului receptor se determin cu

rela ia:

Se considera raportul

Volumul de lichid activ n cilindrul receptor este :

= = 7 cm3;

S-a considerat diametrul celui de-al doilea piston, d2 = 30 mm;

Datorit faptului c presiunea de lucru este redus , iar conductele de leg tur au o lungime relativ mic , se poate neglija deforma ia conductei , iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de pistonul pompei receptoare (V1 = V2).

Cu aceste ipoteze, cursa pistonului pompei centrale se

determin cu rela ia:

Diametrul primului piston, d2 2 d1 => d1 = 15 mm .

Astfel, cursa S1 devine:

Cursa total a pedalei de ambreiaj este: = 39.6*3 = 119 mm

S-a considerat raportul

For a la pedal , F p se poate micora prin m rirea randamentului mecanismului de ac ionare a. For a la pedal (la ambreiajele f r servomecanisme auxiliare) nu trebuie s

dep easc 15-25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic conduce la obosirea excesiv a conduc torului auto.

For a la pedal se determin astfel: =

,

,

Astfel F = = ; Se considera

raportul

Rezult :

97,35 N

Durata de func ionare a ambreiajului depinde de num rul cupl rilor i decupl rilor, deoarece garniturile de frecare se uzeaz mai ales la patinarea ambreiajului. La fiecare cuplare lucrul mecanic de frecare la patinare se transform n c ldur datorit c reia temperatura de lucru a garniturilor de frecare crete. Experimental s-a constatat c la creterea temperaturii de la 208 C la 1008 C, uzura garniturilor de frecare se m rete aproximativ de dou ori.