auto 1 proiect

1

UNIVERSITATEA-POLITEHNICA-BUCURESTI

FACULTATEA : TRANSPORTURISECTIA : AUTOVEHICULE RUTIERE(AR)

AUTOMOBILE PROIECT

Cadru didactic indrumator : Prof. Ing. L. PopaStudent: Ciocan N. Ion-GabrielGrupa: 8305 b

ANUL UNIVERSITAR 2013-2014

1

2

Tema de proiect

Sa se efectueze proiectarea generala, functionala privind dinamica tractiunii si ambreiajului pentru un automobile avand urmatoarele caracteristci: -tipul automobilului: autoutilitara -caroseria: furgon -numar de personae(locuri): 2+1 -viteza maxima in palier: 90 [km/h] -panta maxima: -alte particularitati: echipat cu MAC,formula rotilor 4x2 tractiune spate

Proiectul va cuprinde doua parti:

A: Memoriu tehnic justificativ B: Materialul grafic

Memoriu tehnic justificativ va cuprinde:

Partea I

1. Alegerea unui numar adegvat de modele similare de automobile(minim 5), analiza particularitatilor constructive si a principalelor caracteristici constructive si a principalelor caracteristici dimensionale, masice si energetice. Stabilirea modelului de automobile ce se va proiecta conform cerintelor temei.

2. Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru automobilul impus prin tema .

2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai automobilului de proiectat, precum si a subansamblelor acestuia.2.2 Determinarea formei si a dimensiunilor spatiului util,inclusive a interiorului

postului de conducere.2.3 Intocmirea schitei de organizare generala .2.4 Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului , atat la sarcina utila

nula, cat si la sarcina utila maxima constructive.Determinarea incarcarilor la punti si a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere si stabilitate longitudinala a automobilului in stransa legatura cu panta maxima impusa de tema.

2.5 Alegerea anvelopelor si a jantelor.3. Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor, a coeficientului

de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversale maxime si a randamentului transmisiei.

2

3

4. Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza automobilului.

5. Predeterminarea caracteristicilor de turatie la sarcina totala a motorului din conditia de viteza maxima in palier, alegerea motorului si precizarea principalilor parametrii ai motorului ales.

6. Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze.

Partea II

1. Studiul tehnic al solutiilor constructive pentru ambreaj si alegerea variantei ce se va proiecta.

2. Calculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare ale ambreajului.

3. Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreajului (arcuri de presiune , disc de presiune ,disc condus,arborele,elemente de fixare si ghidare).

4. Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreajului.

Material grafic (planse desen tehnic)1. Desen de ansamblu sumar al automobilului.2. Desen de ansamblu al ambreajului.

3

4

BIBLIOGRAFIE:

[1.]Andreescu Cr., „Dinamica automobilelor” ( notite de curs ), U.P.B, Fac.Transporturi, An universitar III;[2.]Oprean M., „Transmisii pentru automobile”, Ed. Printech, Bucuresti-1999;[3.]Oprean M., Andreescu Cr., „Transmisii automate pentru automobile, Transmisii continue hidraulice” , Ed. UPB-1997;[4.] www.mercedes-benz.com [5.] www.carfolio.com[6.] www.autoevolution.com [7.]www.wikipedia.org[8.] Stoicescu A. ,,Proiectarea performantelor de consum ale autovehiculelor’’ ,Ed. Politehnica

4

http://www.autoevolution.com/

http://www.carfolio.com/

http://www.mercedes-benz.com/

5

CAPITOLUL 1

Alegerea si analiza unor modele similar de automobile conform cerintelor temei [1], [4],[5],[6]

1.1 Alegerea modelelor similare de automobile

Modele similare de autovehicule vor fi alese in funcţie de următoarele caracteristici impuse prin temă şi anume: tipul autovehiculului, tipul caroseriei, numărul de locuri, viteza maximă in palier, panta maximă si alte particularităţi. In consecinţă, modelele ce urmeaza a fi alese trebuie să fie autoturisme din clasa Berlina cu 5 locuri, echipate cu motoare diesel, care au viteza maximă constructiva de 220 km/h, tractiune 4x2 fata . Toate aceste date tehnice sunt specificate in tabelul de mai jos (Tabelul 1.1).

Tabel 1.1 Caracteristicile autoturismelor similare impuse prin tema.

Nr.Crt. Marca Model

TipAutomobil Caroseria

Numar dePersoane/Locuri

Viteza maximain palier[km/h]

1 Mercedes-Benz C 220 CDI Autoturism Berlina 5 232

2 Saab TTid 1,9 Autoturism Berlina 5 225

3 Audi A4 Autoturism Berlina 5 230

4 BMW 320 d Autoturism Berlina 5 235

5 Volvo S 40 Autoturism Berlina 5 233

6 Volkswagen Jetta Autoturism Berlina 5 210

5

6

1.2 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare alese

Tabelul 1.2 Particularitatile parametrilor constructive ale automobilelor alese

Nr.Crt.

DenumireAutovehicul

Tip Motor Tractiune

Cutie de Viteze

Dimensiune Anvelope

CapacitateaRezervorului[litri]

1 Mercedes-Benz Linie, 4 cilindrii 4x2, SpateManuala,

6+1 205/55 R16 59

2 Saab Linie, 4 cilindrii 4x2, FataManuala,

6+1 58

3 Audi Linie, 4 cilindrii 4x2, FataManuala,

6+1 225/55 R16 65

4 BMW Linie, 4 cilindrii 4x2, SpateManuala,

6+1 205/60 R16 57

5 Volvo Linie, 5 cilindrii 4x2, FataManuala,

6+1 205/55 R16 60

6 Volkswagen Linie, 4 cilindrii 4x2, FataManuala,

6+1 205/55 R16

In tabelul 1.2 este analizat fiecare autovehicul in functie de particularitatile constructive. Se constata faptul ca toate modelele sunt echipate cu motoare MAC, supraalimentate, cu 4 cilindrii, mai putin autovehiculul Volvo care este echipat cu un motor cu 5 cilindrii dispusi in linie. Se observa ca se prefer motoare cu 4 cilindrii. Din cele 6 modele enuntate mai sus, doar 2 dintre ele adopta tractiunea spate, acelea fiind Mercedes-Benz si BMW. Toate reperele folosesc cutie manuala cu 6 trepte de viteza in fata si una in spate. Din 6 modele similare, Saab este singurul model care nu specifica tipul de anvelopa standard, iar Audi adopta o alta dimensiune a anvelopei decat restul, aceasta fiind 225/55 R16. Tendinta anvelopelor este 205/55 R16.

6

7

Capacitatea rezervorului este cuprinsa intre 57 respectiv 65 de litrii. Singura marca care depaseste pragul de 60 de litrii este Audi, restul marcilor adoptand pana in 60 de litrii.

1.3.Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori

Parametrii care definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare ale unui autovehicul fac referire la dimensiunile de gabarit, la organizarea. Dimensiunile de gabarit

sunt lungimea ( ), lăţimea ( ) şi înălţimea autovehiculului ( ). Parametrii ce reflectă

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

consolele faţă-spate( ).

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

Tabel 1.3 Valorile parametrilor ce reflecta caracteristicile exterioare ale modelelor similare

Nr. Crt.

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

1 Mercedes-Benz 4591 1770 1447 1549 1552 2760 775 10562 Saab 4668 1762 1486 1524 1506 2675 1002 9913 Audi 4701 1826 1427 1564 1551 2808 862 10314 BMW 4624 1811 1429 1543 1583 2810 776 10385 Volvo 4476 1781 1454 1535 1531 2640 780 10566 Volkswagen 4644 1778 1482 1535 1538 2651 824 1169

Se observa că cea mai mare valoare a lungimii ( =4701mm) se intâlneşte

la autovehiculul Audi, iar =4476mm reprezintă cea mai mică valoare si se

intâlneşte la autovehiculul Volvo. Valorile de mijloc sunt reprezentate de Saab (L-a=4668 mm), BMW (La=4624 mm) respectiv Volkswagen (La=4644 mm).

Valoarea lăţimii =1826mm reprezintă cea mai mare valoare şi se întâlneşte

la autovehiculul Audi, iar =1726mm reprezintă valoarea minimă si se întălneşte la

autovehiculul Saab. Valorile de mijloc sunt reprezentate de Mercedes-Benz (la=1770 mm), Saab (la=1762 mm) respectiv Volkswagen (la=1778 mm).

Înăltimea =1486mm reprezintă cea mai mare valoare si se întâlneşte la

autovehiculul Saab,iar =1427mm reprezintă valoarea minimă si se regaseşte la

7

8

autovehiculul Audi. Se observa faptul ca toate automobilele din aceasta clasa adopta o inaltime cu valori cuprinse intre 1427 mm si 1486 mm.

Ecartamentul faţă =1564mm reprezintă valoarea maximă şi se regăseşte la

autovehiculul Audi, iar =1521mm reprezintă valoarea minimă a acestuia si se

regaseşte la autovehiculul Saab. Din tabelul 1.3 reiese faptul ca toate automobilele analizate adopta o dimensiune a ecartamentului din fata cuprinsa intre 1521 mm (Saab) si 1564 mm (Audi).

Ecartamentul spate =1583mm reprezintă valoarea maximă şi care se

regăseşte la autovehiculul BMW, în schimb =1506mm reprezintă valoarea minimă

şi care se regăseşte la autovehiculul Saab. Se observa faptul ca toate autovehiculele din aceasta clasa adopta o dimensiune a ecartamentului din spate cuprinsa intre 1506 mm (Saab) si 1583 mm (BMW)

Consola faţă =1002mm şi =775mm reprezintă valoarea maximă

respectiv valoarea minimă care se regăsesc la modelele Saab si Mercedes-Benz, iar

=1056mm şi =991mm reprezintă valorile maxime respectiv minime întalnite la

modelele Mercedes-Benz si Saab. Se constata ca Audi este un automobil cu dimensiuni indraznete avand cele mai mari valori ale dimensiunilor de gabarit, respectiv lungime, latime si ecartament.

Se mai observa faptul ca Saab nu este un automobil darnic datorita dimensiunilor de gabarit inregistrate, mai exact, are cele mai mici dimensiuni (latime, ecartament fata, ecartament spate si consola fata) din clasa lui.

1.4 Analiza principalilor parametrii masici pentru modelele similare

Principalii parametrii masici sunt caracterizati de:

- masa proprie liniara “ ”

(1.1)

- masa utila “ ”

Tabelul 1.4 Parametrii masici ai modelelor similare alese

8

9

Nr. Crt.

Denumire autovehiculMasa

proprie[kg]

Masa utila [kg]

Masa totala[kg]

Masa proprie liniara[kg]

1 Mercedes-Benz 1600 515 2115 0,579

2 Saab 1638 443 2081 0,612

3 Audi 1542 418 1960 0,549

4 BMW 1495 550 2045 0,532

5 Volvo 1498 522 2020 0,567

6 Volkswagen 1395 505 1900 0,526

Din tabelul 1.4 reiese faptul ca autovehiculul Saab inregistreaza cea mai mare masa proprie, mai exact, 1638 kg, pe cand Volkswagen inregistreaza cea mai mica masa proprie de numai 1395 kg.Tot din tabelul 1.4 mai reiese faptul ca Bmw inregistreaza cea mai mare valoare a masei utile , iar Audi inregistreaza cea mai mica valoare.

1.5 Analiza parametrilor energetici.

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

- cilindreea totala( )

- puterea maxima( )

- turaţia la putere maximă( )

- momentul maxim( )

- turaţia la moment maxim( )

puterea specifică( ), unde = (1.2)

- = masa totala

Tabelul 1.5 Parametrii energetici ai modelelor similare alese

9

10

Nr. Crt.

Denumire autovehicul Pmax

[kW] nP [rpm] Mmax

[Nm] nM [rpm] [ [kW/kg]

1 Mercedes-Benz 125 4200 400 2800 2143 0,0592 Saab 118 4000 360 3000 1910 0,0563 Audi 125 4200 350 1750 1968 0,0634 BMW 135 4000 380 1750-2750 1995 0,0665 Volvo 130 3500 400 1750-2750 1984 0,0646 Volkswagen 103 4200 320 1750-2500 1968 0,054

Analizand tabelul 1.5 , se constata faptul ca un singur automobil depaseste capacitatea cilindrica peste 2000 cm3, acela fiind Mercedes-Benz, restul avand capacitatea cilindrica intre 1900 si 2000 cm3.

Cea mai mare putere maxima, o obtine Bmw-ul datorita noului model inaugurat cu foarte putin timp in urma si a noilor tehnologii de ultima generatie de care dispune.

Cuplul maxim este inregistrat de Mercedes-Benz si Volvo. O mica precizare poate motiva de ce Volvo obtine un cuplu atat de mare, iar precizarea este ca Volvo este singurul autovehicul care are un motor cu 5 cilindrii dispusi in linie, restul avand doar 4 cilindrii.

Turaţia ce corespunde momentului maxim este cuprinsă într-o plajă de valori între 1750rot/min la majoritatea modelelor si 3000 rot/min la autovehiculul Saab.

Valoarea maxima a puterii specifice este obtinuta de Bmw, pe cand valoare minima este obtinuta de Volkswagen.

1.6 Stabilirea modelului de automobil similar ce se va proiecta

Stabilirea modelului de automobile ce se va proiecta, se va face in functie de cerintele din tema, si anume:

- tipul automobilului: autoturism- caroseria: berlina- tipul motorului: MAC- formula rotilor: 4x2- numarul de persoane (locuri) : 5- panta maxima: 34 %- viteza maxima in palier: 200 km/h

Dintre modelele similare alese, se aleg doar 2 modele care se preteaza cel mai bine pentru datele din tema: Mercedes Benz C 200 CDI Blue Effiency, respectiv Audi A4.

Avand in vedere aceste 2 modele, se va opta pentru modelul de la Mercedes-Benz deoarece este automobilul cu cele mai apropiate valori pentru tema de proiect impusa.

10

11

CAPITOLUL 2Studiul organizarii generale si a formei constructive

pentru autoturismul impus prin tema[1],[8]

2.1. Predeterminarea principalior parametri dimensionali si masici ai autoturismului precum si a subansamblelor acestuia

2.1.1. Predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori

Pentru determinarea parametrilor dimensionali exteriori se utilizeaza metoda intervalului de incredere ,aceasta cuprinzand etapele:

a) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametrul xj, utilizand formula:

(

2.1)

xj este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j;

Nms – numarul de modele similare la care se cunoaste valoarea parametrului x.

b) calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv :

11

x1

Nms

j

xjNms

12

(2.2)

c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv:

[%] (2.3)

d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii:

(2.4) k = Nms – 1

in care „t” se alege in functie de „P = 0,95” si de „k”, [ 4, tab IV ]

e) Alegerea valorii parametrului din interval, x є Ix .

(2.5)

Tabel 2.1. Centralizarea parametrilori dimensionali exteriori ai autoturismului de proiectat pe baza metodei Rumsiski.

Nr. Crt.

Dimensiune x[mm] Sx[mm] Cvx[%] t Ix[mm] xales[mm]

1. L 2724 78,147 1,705077 2,447 (2645,2802) 2720

2. La 4617,333 78,72907 1,397539 2,447 (4538,4695) 4600

3. la 1788 24,988 1,742648 2,447 (1763,1812) 1780

4. Ha 1454,167 25,34101 0,896607 2,447 (1428,1479) 1450

5. E1/E2 1541,667/1 13,82269/ 1,659757/ 2,447 (1527,1555) 1530/1540

12

Sx1

Nms

j

xj x( )2Nms 1

CvxSxx

100

xales x t P k( )Sx

Nms

Ix x tSx

Nms x t

Sx

Nms

13

541,667 25,61835 2,868797 (1516,1567)

6. C1 836,5 88,12661 10,53516 2,447 (748,924) 830

7. C2 1056,833 59,89797 5,667684 2,447 (997,1116) 1050

„Xales” a fost ales facand media intre modelul similar ales si „X”.Metota Intervalului de Incredere presupune utilizarea formulelor de calcul prezentate

anterior pentru fiecare parametru dimensional in parte si centralizarea rezulatelor obtinute in tabelul 2.1.

2.1.2. Predeterminarea principalilor parametri masici

Pentru predeterminarea principalilor parametri masici vom folosi Metoda Intervalului de Incredere, mai intai pentru a determina masa proprie liniara pentru autoturismul ce va fi proiectat.

Rezultatele obtinute prin calcul sunt prezentate in tabelul 2.2

Tabel 2.2. Predeterminarea masei proprii liniare cu ajutorul Metodei Intervalului de Incredere

Nr. crt Dimensiune mol [kg] S mol [kg] Cv mol [%] t I mol [kg] mol ales[kg]

1. mol 1528 42,82 2,802 2,447 (1485,22; 1570,77) 1560

In conformitate cu STAS 6926/1-90, pentru determinarea masei utile nominale ( mun )se vor considera urmatoarii parametri:

- masa persoanei de serviciu ( ms )permanent la bord, 75 kg;- masa pasagerului ( mp ), 68 kg;- masa bagajului unui pasager ( mbp ): 7 kg;- masa bagajului suplimentar (mbs) care este cuprinsa in intervalul 50...200 kg;

Pe baza acestor recomandari, masa utila se determina in functie de capacitatea de incarcare si de normele STAS, caracteristice pentru autoturisme, utilizand relatia (2.6):

mun = ms + (mp + mbp ) x N + mbs [kg] (2.6)

Unde N reprezinta numarul de locuri, in afara celui ocupat de sofer, iar valoarea aproximativa pentru masa bagajului suplimentar este de 75 kg.

Din calcul obtinem: mun = 75 + ( 68 + 7 ) x 6 + 75 = 600 kg,

13

14

Iar masa totala nominala ( man ) reprezinta suma celor doua componente mentionate anterior, fiind:

man = m0 + mun [kg] (2.7)Rezulta: man = 1560 + 600 = 2160 kg2.2. Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util inclusiv

interiorul postului de conducere

2.2.1 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util

Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util trebuie sa aiba in vedere conditiile de ergonomie. Aceste conditii se refera la dimensionarea cat mai corecta a spatiului util, astfel incat pasagerii, dar mai ales conducatorul auto sa aiba acces facil la toate comenzile autovehiculului, sa fie supusi la solicitari fizice cat mai mici (solicitari care ar putea duce la aparitia bolilor profesionale) in timpul utilizarii acestuia si sa asigure, in acelasi timp, o vizibilitate corespunzatoare pentru o conducere sigura.

2.2.2 Principalele dimensiuni interioare ale automobilului

Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:

a) Organizarea si dimensiunilor postului de conducere;b) Amplasarea banchetelor si scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora;c) Dimensiunile volumului util(portbagaj)d) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului . Organizarea si

dimensiunilor postului de conducere,amplasarea banchetelor si scaunelor pentru pasageri se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.

2.2.3 Manechinul bidimensional si postul de conducere.

Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plastic acrylic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin.

Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului ls pentru gamba si lt pentru coapsa, deoarece s-a constatat ca dimensiunile torsului variaza nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificatia acestui procentaj este urmatoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 inseamna

14

15

ca dintr-un numar de adulti, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 50, 50% din numarul de adulti au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin,pentru manechinul cu procentaj 10, 10% din numarul de adulti au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin. Numarul de adulti s-a stabilit dupa criterii statice.

Tabelul 2.3 Dimensiunile segmentelor ls si lt.

Tipodimensiunea manechinului

[procentaje]

10 50 90

ls [mm] 390 417 444

lt [mm] 408 432 456

Fig. 2.1 Manechinul bidimensional, vedere laterala

15

16

2.2.4 Dimensiunile volumului util.

Dimensiunile portbagajului,furgonului, benei sunt stabilite in functie de tipul,destinatia si constructia automobilului. Dintre dimensiunile care caracterizeaza aceste zone ale automobilului se mentioneaza:

-marimea volumului util exprimat in sau in ;

-dimensiunile volumului util; lungime x, latime x, inaltime exprimate in [mm];

-volumul si dimensiunile unor elemente constructive care optureaza volumul util ca de exemplu pasajele rotilor,lacasul rotilor de rezerva;

-nivelul suprafetei utile fata de sol eprimate in [mm]

2.3 Predeterminarea formei si a dimensiunilor interiorului postului de conducere

Organizarea interioara a postului de conducere si a spatiului util se face conform instructiunilor din STAS 12613-88 inlocuit de SR ISO 3958:2000.

Caracteristicile geometrice ale postului de conducere sunt diferite in raport cu punctul „R”. Dimensiunile interioare sunt masurate cu scaunul conducatorului reglat in pozitie normala de conducere, acasta fiind cea mai retrasa si cea mai de jos pozitie a scaunului.

16

17

Dimensiunile postului de conducere, sunt masurate in raport cu planele zero vertical si zero orizontal al caroseriei, pozitia nominala a autoturismului fiind definita cu ajutorul inaltimilor punctelor de referinta, fata si spate, ale caroseriei.

Conditiile ergonomice mentionate la paragraful 2.1, se bazeaza pe date antropometrice si de fiziologia muncii pentru pasagerii din automobile.Pe baza acestor cercetari experimentale s-au stabilit norme care sunt incluse in standarde, cu ajutorul carora se executa manechine folosite la proiectarea si la executarea prototipurilor. Manechinele sunt bidimensionale si tridimensionale. Cele tridimensionale cauta sa reproduca elementele principale ale omului si sunt folosite si la efectuarea incercarilor.

Exista trei grade de reprezentativitate pentru manechine adulte, si anume: 10%; 50%; 90%

17

14

Fig.2.1 Gradele reprezentative pentru manechine de adulti respectiv copii

2.4. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului si verificarea stabilitatii sale longitudinale

Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relatiile:

(2.8)

(2.9) in care este masa subansamblului in kg; - 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 punctual R, iar in cazul scaunelor reglabile aceasta distanta este de 100 de mm; -inaltimea centrului de masa, pe verticala, fata de punctual R, are valoarea medie de 180 mm.

Pozitia centrului de masa al automobilului se va determina in doua situatii:

15

1. –automobilul cu conducator, fara pasageri sau fara incarcatura;

Valorile centrelor de greutate pentru autovehiculul descarcat:

mm mm

– automobilul incarcat complet cu sarcina utila.

Valorile centrelor de masa pentru autovehiculul incarcat:

mm mm

Tabelul 2.4. Centralizarea pozitiei centrului de masa al automobilului, in cele doua situatii Nr crt Elemente

mi

[kg]

xi

[mm]

zi

[mm]

xi*mi

[mm*kg]

zi*mi

[mm*kg]

1 Radiator 8 350 640 2800 5120

2 Motor 312 808 634 252096 197808

3 Suspensie fata 47 824 638 38728 29986

4 Suspensie spate 93 3882 580 361026 53940

5 Roti fata 39 824 310 32136 12090

6 Roti spate 39 3703 238 144417 9282

7 Manechin 75 2194 673 164550 50475

8 Scaune fata 36 2396 558 86256 20088

9 Bancheta spate 50 3222 558 161100 27900

10 Rezervor 70 3064 333 214480 23310

16

11 Sasiu 660 2509 568 1655940 374880

12 Caroserie 432 2623 949 1133136 409968

Pentru automobilul incarcat

Elemente

mi

[kg]

xi

[mm]

zi

[mm]

xi*mi

[mm*kg]

zi*mi

[mm*kg]

13 Pasageri Spate 204 3136 673 639744 134640

14 Sofer+Pasager Fata 143 2194 673 313742 96239

15 Bagaj 35 4327 750 151445 26250

17

Incarcarile statice la cele doua punti, corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt:

N

L=2886 mm

1) Automobilul cu conducator, fara pasageri si fara incarcatura

L=2886 mm

2) Automobilul incarcat complet cu sarcina utila

N

a=1469 mm

N

b=1416 mm

N

18

Tabel 2.5. Valorile medii pentru parametrii centrului de masa ai autoturismului

Parametrul Starea Tipul automobilului Valorile obtinute

Autoturism

a/L Fara incarcatura 0,45...0,54 0,488

Incarcat 0,49...0,55 0,509

hg/L Fara incarcatura 0,16...0,26 0,203

Incarcat 0,17...0,26 0,200

Cazul „1” – automobilul nu este incarcat:

a0/L=1411/2886=0,488

hg0/L=587,6/2886=0,203

Cazul „2” – automobilul este incarcat:

a/L=1469/2886=0,509

hg/L=578,6/2886=0,200

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

(2.12)

In care si se exprima in (echivalent in tone). Trebuie ca: , pentru automobile cu 2 punti;

19

2.4.1 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatiilongitudinale

Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut in vedere si parametrii geometrici ai capacitatii de trecere.Definirea lor este incheiata odata 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 preoiect.

Tabelul 2.6. Parametrii geometrici ai capacitatii de trecere

Tip automobil Garda la sol [mm]hs[mm]

Unghiul de atac [°] Unghiul de degajare [°]

Autoturism 150…200 20…30 15…20

Valoarile alese

160 20 18

Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt, in general, la urcarea pantei maxime

impusa in tema de proiectare.

(2.13)

pmax = 31% ( valoarea impusa prin tema )

αpmax = arctg ( pmax ) = arctg ( 0.31 ) = 17,22°

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

- tractiune fata

pmax tg pmax

20

Din calcul reiese ca:

αpa = arctg ( 0,44 ) = 23,74°

La deplasarea pe drumul cu panta maxima impusa prin tema nu trebuie sa se produca rasturnarea automobilului. Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia:

Conditiile de stabilitate longitudinala, la deplasarea automobilului pe panta maxima impusa prin tema sunt:

2.4.2 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora

Fiind ales numarul de pneuri la fiecare punte, incarcarea statica pe pneu corespunde sarciniii utile maxime calculata, va fi:

(2.16)

- pentru autoturism gol:

N

21

N

- pentru autoturism incarcat:

N

N

Capacitatea paortanta necesara a pneului(definita ca fiind incarcarea radiala maxima suportata de acesta) va fi:

(2.17)

Kq=0,90 – pentru autoturisme

N=544kg

Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitate portanta dar cat mai aproape de .

De asemenea, se precizeaza principalele caracteristici ale pneului ales:-Simbolizare anvelopa : 195/60 R16 91V;

-Latimea sectiunii pneului, Bu, in milimetri;Conform simbolizarii pneului, rezulta ca latimea sectiunii pneului are valoarea: Bu = 195 mm

-Diametrul exterior- De, si raza libera- r0, in milimetri:

Diametrul exterior se va calcula cu formula: De = Dj + 2Hs, (2.18)

Dj fiind diametrul jantei, a carui valoare rezulta din simbolizarea anvelopei, adica 16 inch, echivalentul a 406,4 mm, iarHs este inaltimea talonului si se afla cu formula ρna = Hs/Bu [ - ] (2.19), unde ρna este raportul nominal de aspect, si acesta putand fi aflat din simbolizarea anvelopei impartind valoarea seriei anvelopei ( zc = 60 ) la 100 si va avea valoarea: ρna = 60/100 = 0,60

22

Rezulta ca valoarea inaltimii talonului va fi : Hs = 0,60 * 195 = 117 mm

Prin urmare valoarea diametrului exterior va fi: De = 406,4 + 2*117 = 640,4 mm

Raza libera r0 este jumatatea diametrului exterior : r0 = De / 2 = 320,2 mm

-Raza statica, rs, sau raza dinamica rd, in milimetri:Avand in vedere datele despre pneul ales anterior, vom defini valoarea razei statice (rs) si nu a celei dinamice ( rd ).

Din catalogul de specialitate, am extras valoarea razei statice: rs = 290 mm.

-Raza de rulare, rr ce se poate determina prin:-Lungimea circumferintei de rulare, Lcrul, indicata in milimetri:rr = Lcrul/2π

(2.20)-Valoarea razei libere si a presiunii aerului din pneu ( pa ): rr = λr0 , unde λ este un coeficient de deformare, cu valorile:

(2.21)λ = 0,930...0,935, pneuri cu pa ≤ 600 kPaλ = 0,945...0,950, pneuri cu pa ≥ 600 kPa-Valoarea razei statice, rs, in cazul anvelopelor de dimensiuni medii,rr = 1,02 rs, pentru anvelope diagonale

(2.22)rr = 1,04 rs, pentru anvelope radiale

(2.23)

Din moment avem valoarea circumferintei de rulare in catalogul de anvelope, si anume Lcrul = 1937 mm, vom folosi formula (2.20) pentru a calcula raza de rulare:rr = 1937/2*3,14 = 308 mm

Pentru acest tip de pneu ales, din catalog obtinem valoare pentru presiunea aerului in pneu corespunzatoare pa = 2,5 bar.

-Viteza maxima de exploatare a pneului, Vmaxp, care trebuie sa indeplineasca conditia Vmaxp ≥ Vmax.

Avand viteza maxima in palier impusa prin tema Vmax = 220km/h, o putem compara cu viteza maxima de exploatare a pneului care reiese din simbolizarea anvelopei, codului de viteza „ V ” ii corespunde viteza maxima de exploatare a pneului de Vmaxp = 240 km/hPrin urmare se respecta conditia Vmaxp ≥ Vmax. ( 240 > 220).

23

CAPITOLUL 3Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat

si a puterilor corespunzatoare, in diferite conditii de deplasare[1],[2],[8]

3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare

a)Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor

Daca se considera vitezele pana la cele maxime ale autovehiculelor, in functie si de caracteristicile pneului, se poate folosi exprimarea parabolica de forma:

(3.0)

Valorile coeficientilor f0 , f01 si f02 pot fi alesi din tabelul 3.1:

Tabel 3.1 Valorile coeficientilor f0 , f01 si f02 pentru pneul de tip radial:

Tipul pneului f0 f01

[h/km]f02

[h2/km2]

Radial Sectiune foarte joasa:ρna={0.6,0.7}

1,6115x10-2 -9,9130x10-6 2,3214x10-7

Sectiune joasa:ρna={0.75,0.8}

1,6110x10-2 -1,0002x10-5 2,9152x10-7

Superbalon:ρna=0.82

1,1860x10-2 -1,8725x10-5 2,9554x10-7

Avand in vedere raportul nominal de aspect calculat ρna = 0,60, valorile corespunzatoare pentru coeficientii pneului de tip radial alese sunt de sectiune foarte joasa:

f0 = 1,6115x10-2

f01 = -9,9130x10-6 [h/km]f02 = 2,3214x10-7 [h2/km2]

f f0 f01 V f02 V2

24

Pentru viteza maxima in palier impusa prin tema Vmax = 200km/h, valoarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor este:

f = 1,6115x10-2 -9,9130x10-6 x 200 + 2,3214x10-7 x 2002 = 2,51697 x 10-2

Se va reprezenta grafic dependenta f=f(V), pe baza valorilor centralizate in tabelul 3.2:

Tabel 3.2 Variatia coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor in functie de diferite valori ale vitezei:

V

Km/h

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

f

[-]

1.61 1.60 1.61 1.63 1.68 1.73 1.81 1.91 2.04 2.20 2.38

Dependenta coeficientului f de viteza se va reprezenta in figura 3.1

Fig 3.1. Dependenta coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor in functie de viteza

b) Determinarea ariei sectiunii transversale maxime a autovehiculului

25

Aria sectiunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proiectiei autovehiculului se obtine prin planimetrarea conturului delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu si calculul ce relatia:

[m2] (3.1)

Unde: Bu este latimea sectiunii anvelopei;hb este inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale;la este latimea automobilului;Npn este numarul de pneuri;Cf este coeficientul de forma , in cazul autoturismelor avand valoarea de 0.89.

Bu = 195 mmhb = 139 mmla = 1780 mmNpn = 2Ha

= 1450 mmCf = 0,89

Prin urmare valoarea sectiunii transversale maxime va fi:

A = 0,89 x (1450 – 139) x 1780 + 2 x 139 x 195 = 2.13 m2

c)Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului

Pentru un autoturism cu caroserie inchisa, valorile medii ale parametrilor aerodinamici sunt:A = {1.6; 2.8} [m2]cx = {0.30; 0.50}

Pentru valoarea sectiunii transversale maxime calculate ( A = 2,13 m2 ) care se incadreaza in intervalul recomandat, alegem un coeficient aerodinamic:

cx = 0,35

d)Determinarea randamentului transmisiei

Pentru proiectare, in aceasta faza, se opereaza cu un randament constant mediu al transmisiei, in cazul autoturismelor avand valoarea de ηt = 0.92.

3.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare, in functie de viteza autovehiculului

a)Rezistenta la rulare, determinata cu relatia:

A Cf Ha hb la Npn hb Bu

Rrul f V( ) Ga cosp

26

[daN] (2.30)

Careia ii corespunde puterea rezistentei la rulare definita de relatia:

[kW] (2.31)

b) Rezistenta la panta, determinata cu relatia:

[daN] (2.32)

Careia ii corespunde puterea rezistentei la panta definita de relatia:

[kW] (2.33)

c)Rezistenta aerului, determinata cu relatia:

[daN] (2.34)

Careia ii corespunde puterea rezistentei aerului definita de relatia:

[kW] (2.35)

Calculele se vor face in urmatoarele situatii de deplasare a autovehiculului: Deplasare in palier (αp=0), fara vant; Deplasare in panta maxima a drumului modernizat (pmax=7...9%) , fara vant.

Se vor reprezenta grafic rezistenta la rulare (Rrul(V)), rezistenta aerului (Ra0), suma rezistentelor (∑R0),

precum si puterile corespunzatoare, la deplasarea in palier, si rezistenta la rulare (R rul(V)), rezistenta aerului (Ra

0), rezistenta la panta (Rp), suma rezistentelor (∑R0(V)), precum si puterile corespunzatoare, la deplasarea pe panta maxima aleasa a drumului modernizat.

PrulRrul V

360

Rp Ga sinp

PpRp V

360

Rak A Vx

2

13

PaRa V

360

27

A.Deplasarea in palier, fara vant (αp=0):


[daN]

Rezulta ca:

Rrul = 2,51 x 10-2 x 2118,96 x cos 0 = 53,18 daN

Rrul = 53,18 daN


[kW]

Prul = 53,18 x 200 / 360 = 32,49 kW

Prul = 32,49 kW


[daN]

Rp = 2118,96 x sin 0 = 0 daN

Rp = 0 daN


[kW]

Pp = 0 kW


Rrul f V( ) Ga cosp

PrulRrul V

360

Rp Ga sinp

PpRp V

360

28

[daN]

Vx este viteza relativa a aerului fata de automobil:Vx = V ± Vv (2.36)Vx = 200 km/hUnde Vv este viteza vantului care este considerata nula.

k = 0,06125 x cx = 0,06125 x 0,35 = 0,0214 (2.37)

Ra = 0,0214 x 2,13 x 2202 / 13 = 169,7 daNRa = 169,7 daN


[kW]

Pa = 169,7 x 200 / 360 = 103,7 kW

Pa = 103,7 kW

Valorile prametrilor de rezistenta la inaintare precum si puterile care le corespund in functie de viteza de deplasare in palier fara vant sunt reprezentate in tabelul 3.3.

Tabel. 3.3. Valorile rezistentelor la inaintare si puterile corespunzatoare in functie de viteza de deplasare in palier a autoturismului

V [km/h] 0 40 80 120 160 200

f 0,0161 0,0161 0,0168 0,0181 0,0204 0,0238

Rrul [ daN ] 34,11526 34,11526 35,59853 38,35318 43,22678 50,43125

Ra [ daN ] 0 5,610092 22,44037 50,49083 89,76148 140,2523

ΣR 34,11526 39,72535 58,0389 88,84401 132,9883 190,6836

Prul [ kW ] 0 5,908889 11,81778 17,72667 23,63556 29,54444

Pa [ kW ] 0 18,85556 37,71111 56,56667 75,42222 94,27778

Rak A Vx

2

13

PaRa V

360

29

ΣP [ kW ] 0 24,76445 49,52889 74,29334 99,05778 123,8222

Dependenta rezistentei la rulare precum si cea a aerului de viteza de deplasare in palier fara vant este reprezentata in figura 3.2.

Fig. 3.2. Rezistenta la rulare, a aerului si suma lor in functie de viteza de deplasare in palier fara vant.

La viteza maxima de deplasare a autoturismului Vmax = 200 km/h, componentele sumei rezistentelor au participatiile:

Rrul = 23,86 %

Ra = 76,13 %

La viteza maxima de circulatie pe autostrada impusa de politia rutiera ( V = 130 km/h )

30

participatiile componentelor sumei rezistentelor sunt:

Rrul = 39,41 daN insemnand Rrul = 39,94 % din totalul rezistentelor, iar

Ra = 59,25 daN , adica Ra = 60,06 % din totalul rezistentelor.

La viteza maxima de circulatie admisa drumurile nationale ( V = 90 km/h ) , componentele sumei rezistentelor au participatiile:

Rrul = 36,02 daN echivalentul a Rrul = 55,91% din rezistentele totale, iar

Ra = 28,4 daN , adica Ra = 44,09 %

La viteza maxima de circulatie admisa in localitati ( V = 50 km/h ) obtinem valori pentru:

Rrul = 34,32 daN , care reprezinta un procent de Rrul = 79,67 % din suma rezistentelor, pe cand

Ra = 8,76 daN , adica Ra = 20,33 %


Prul = 23,86 %

Pa = 76,13%



Prul = 15,11 kW insemnand Prul = 39,36 % din totalul rezistentelor, iar

Pa = 23,27 kW , adica Pa = 60,64 % din totalul rezistentelor.

31


Prul = 9,54 kW echivalentul a Prul = 52,27% din rezitentele totale, iar

Pa = 7,72 kW , adica Pa = 44,73 %


Prul = 5,02 kW , care reprezinta un procent de Prul = 77 % din suma rezistentelor, pe cand

Pa = 1,32 kW , adica Pa = 23 %

B. Deplasare in panta maxima a drumului modernizat (pmax=8 %) vara vant:


[daN]

Rezulta ca:

arctg(0.08)=4.57°Rrul = 2,3418 x 10-2 x 2231,8 x cos 4.57°= 52,09 daN , f(V) = 2,3418 x 10-2

Rrul = 52,09 daN


[kW]

Prul = 52,09 x 200 / 360 = 28,94 kW

Prul = 28,94 kW


[daN]

Rp = 2231,8 x sin 4.57 = 177,82 daN


Rrul f V( ) Ga cosp

PrulRrul V

360

Rp Ga sinp

32

[kW]

Pp = 177,82 x 200 / 360 = 98,79 kW


[daN]

Vx este viteza relativa a aerului fata de automobil:Vx = V ± Vv

Unde Vv este viteza vantului care este considerata nula.

k = 0,06125 x cx = 0,06125 x 0,32 = 0,0196

Ra = 0,0196 x 2,53 x 2002 / 13 = 152,88 daNRa = 152,88 daN


[kW]

Pa = 152,88 x 200 / 360 = 84,77 kW

Pa = 84,77 kW

Valorile prametrilor de rezistenta la inaintare precum si puterile care le corespund in functie de viteza de deplasare in panta sunt reprezentate in tabelul 3.4.

Tabel 3.4.Valorile rezistentelor la inaintare si puterile corespunzatoare in panta de 8%

V [km/h] 0 40 80 120 140 160 180 220

PpRp V

360

Rak A Vx

2

13

PaRa V

360

33

f 0,016115 0,01609 0,016808 0,018268 0,019277 0,020472 0,021852 0,023418

Rrul [daN] 35,60580 35,55035 37,13621 40,36338 42,59246 45,23186 48,28159 52,09813

Ra [ daN] 0 6,103138 24,41255 54,92825 74,76345 97,65022 123,5886 152,5785

Rp [ daN ] 177,82 177,82 177,82 177,82 177,82 177,82 177,82 177,82

ΣR 211,9180 217,9657 237,861 271,6038 293,6681 319,1943 348,1823 380,6323

Prul [kW ] 0 3,950039 8,252492 13,45446 16,56373 20,10305 24,1408 28,74536

Pa [ kW ] 0 0,678126 5,425012 18,30942 29,07467 43,4001 61,79428 84,76581

Pp [ kW ] 0 19,59024 39,18049 58,77073 68,56586 78,36098 88,1561 97,95122

ΣP [ kW ] 0 24,21841 52,85799 90,53461 114,2043 141,8641 174,0912 211,4624

Dependeta rezistentei la rulare, rezistentei aerului si rezistentei la panta se va reprezenta grafic in figura 3.4. cu ajutorul parametrilor din tabelul 3.4.

0

50

100

150

200

250

300

350

400

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

V [km/h]

Rrul Ra Rp ∑R

[daN]

Rrul [ daN ]

Ra [ daN]

Rp [ daN ]

ΣR

Fig.3.4. Reprezentarea grafica a rezitentei la rulare, a aerului, rezistentei la panta si suma lor in functie de viteza de deplasare.

34


Rrul = 10,05 %

Ra = 29,65%

Rp = 60,3 %



Rrul = 52,09 daN insemnand Rrul = 9,95 % din totalul rezistentelor, iar

Ra = 152,88 daN , adica Ra = 15,49 % din totalul rezistentelor,

Rp = 177,82daN, procentul echivalent fiind Rp = 74,56 %


Rrul = 37,78 daN echivalentul a Rrul = 9,97% din rezitentele totale, iar

Ra = 30,89 daN , adica Ra = 8,15%

Rp = 310,22 daN, procentul echivalent fiind Rp = 81,9 %


Rrul = 35,79 daN , care reprezinta un procent de Rrul = 10,06 % din suma rezistentelor, pe cand

Ra = 9,53 daN , adica Ra = 2,68 %

Rp = 310,22 daN, procentul echivalent fiind Rp = 87,26%

Dependenta puterilor aferente rezistentelor la rulare, a aerului si la panta de viteza se va reprezenta grafic in figura 3.5. cu ajutorul parametrilor calculati si centralizati in tabelul 3.4.

35

0

50

100

150

200

250

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

V [km/h]

Prul Pa Pp ∑P

[kW]

Prul [ kW ]

Pa [ kW ]

Pp [ kW ]

ΣP [ kW ]

Fig. 3.5. Reprezentarea grafica a variatiei puterilor corespunzatoare rezistentelor la rulare, a aerului, la panta si suma lor in functie de viteza de deplasare


Prul = 10,05 %

Pa = 29,65%

Pp = 60,3 %



Prul = 14,95kW insemnand Prul = 9,95 % din totalul rezistentelor, iar

Pa = 23,27 kW , adica Pa = 15,49 % din totalul rezistentelor,

Pp = 150,26 kW, procentul echivalent fiind Pp = 74,56 %


Prul = 9,44 kW echivalentul a Prul = 9,97% din rezitentele totale, iar

Pa = 77,55 kW , adica Pa = 8,15%

Pp = 94,72 kW, procentul echivalent fiind Rp = 81,9 %

36


Prul = 4,97 kW , care reprezinta un procent de Prul = 10,06 % din suma rezistentelor, pe cand

Pa = 1,32 kW , adica Pa = 2,68 %

Pp = 43,08 kW, procentul echivalent fiind Pp = 87,26%

Se observa ca ponderile puterilor necesare invingerii rezistentelor la rulare, a aerului si la panta coincid cu ponderile valorilor rezistentelor.

CAPITOLUL 44. Predeterminarea caracteristicii la sarcina tolata 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 automobililui in palier

Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a automobilului ( Vmax), la deplasarea acestuia in treapta de viteze cea mai rapida ( priza directa sau echivalentul ei ) , in palier. Pentru a avea o anumita acoperire, din punct de vedere a puterii, se poate admite ca atingerea lui Vmax se obtine pe o foarte mica panta, p0 = ( 0,05...0,3 )%, rezultand in acest fel o putere maxima ( Pmax ) ceva mai mare decat in cazul deplasarii in palier ( p0 = 0 )

Bilantul de putere este:

37

Pr = ηt x P = Prul + Pp + Pa + Pd (4.38)

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

Relatia (2.38) devine:

(4.39)

Se determina puterea motorului corespunzatoare vitezei maxime din relatia (2.39), PVmax :

(4.40)

, in care toti termenii membrului drept sunt cunoscuti.

Alegem :p0 = 0,1 %, rezulta αp0 = arctg(0,001) = 0,057°A = 2.13 m2

k = 0,0196η = 0,92 ( 92%)Ga = 2231,8 daN

Pentru viteza maxima impusa prin tema de Vmax = 200 km/h,caruia ii corespunde valoarea coeficientului de rezistenta la rulare f = 0,023418, rezulta puterea motorului care corespunde cu aceasta este:

kW

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

dvdt

0

t PV.max1

360f Vmax Ga cosp0 Vmax Ga sinp0 Vmax

k A Vmax3

13

PV.maxVmax360t

f Vmax Ga cosp0 Ga sinp0k A Vmax

2

13

PV.max200

3600.920.0234182231.8 0.9999 2231.80.0000174

0.01962.53 200213

93.362

38

(4.41)

sau sub o forma simplificata:

(4.42)

Dar pentru V = Vmax , motorul va acea turatia nVmax, iar relatia (2.42) devine:

(4.43)

Functia fp defineste caracteristica la sarcina totala raportata si depinde de tipul si particularitatile constructive ale motorului.

Se alege tipul motorului ( daca nu a fost impus prin tema ) si se adopta valorile pentru coeficientii de adaptabilitate ( ca ) si de elasticitatile ( ce ), comparabile cu valorile existente la modelele similare.

De la modelele preferentiale am extras valorile maxime ale parametrilor de putere si moment la turatiile lor corespunzatoare:

Pentru modelul Mercedes B Class avem:

Pmax : 100 kW / 4400 rpm siMmax: 300 Nm / 3000 rpm , astfel rezulta momentul la care se obtine puterea maxima, MP:

P Pmaxfpnnp

PV.max PmaxfpnV.max

np

P Pmax

'

nnp

'

nnp

2

'

nnp

3

39

daNm (4.44)

MP = 217,16 Nm

Apoi se calculeaza coeficientul de adaptabilitate, ca cu formula:

(4.45)

ca = 1,381

Coeficientul de elasticitate ce se afla cu formula:

(4.46)

Cunoscand ca si ce se calculeaza apoi valorile coeficientilor de forma ai caracteristicii motorului:

ce

2 ca 2 ce 1

ce 1 2'

2 ce2 3 ce ca

ce 1 2

2 ce ca 1

ce 1 2'

3 2 ca ce2

ce 1 2 (4.47)

ca 1

ce 1 2'

2 ce ca

ce 1 2

MP 955.5PmaxnP

MP 955.51004400 21.716

ca300

217.161.381ca

MmaxMP

cenMnP

ce30004400

0.682

40

rezulta:

Se adopta o valoare pentru marimea raportata:

nVmax

nP, tinand cont de valorile recomandate:

1.05...1.25. ,pentru M.A.S.

0.9...1.0. , pentru M.A.C.

Corespunzator tipului de motor impus prin tema ( M.A.C.), se alege o valoare recomandata pentru marimea raportata:

ζ = 0,95

Se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic:

(4.48)

In care:

= 2,632 x 0.95 -2,246 x 0,952 + 0,623 x 0,95

3 = 0,99

'2 ce ca

ce 1 20.623'

2 ce2 3 ce ca

ce 1 22.623 '

3 2 ca ce2

ce 1 22.246

Pmax93.3620.99

94.3PmaxPV.max

f ( )

PmaxPVmax

fnVmax

np

PVmaxf ( )

f ( ) ' ' 2 ' 3

41

kW

Pentru stabilirea valorii turatiei de putere maxima, np, se tine cont de valorile existente la motoarele

modelelor similar alese, in special de cele ale caror putere maxima este foarte apropiata de cea

calculata anterior.

Aceasta valoare pentru puterea maxima a motorului teoretic obtinuta este cea mai apropiata de

modelul preferentil Mercedes B Class care dezvolta o putere maxima de 100 kW la o turatie de

4400 de rotatii pe minut ( nP = 4400 rpm ) .

Pmax = 100 kW

nP = 4400 rpm

Astfel, toti parametrii necesari modelarii curbei de putere sunt cunoscuti, gama de valori ale turatiei

fiind:

n Є [nmin.nmax], unde nmin ≈0.2np ,iar nmax se adopta in functie de tipul motorului:

nmax=1.2...1.25 np pentru M.A.S.

nmax= np pentru M.A.C.

Astfel se adopta:

nmin = 0,2 x 4400 = 880 rpm

nmax = 4400 rpm

42

Rezulta plaja de turatie:

n Є [880, 4400]

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

[daNm],

Unde P [kW] si n [rot/min] (4.49)

Se traseaza caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului, pe baza valorilor calculate si tabelate, dupa modelul de mai jos.

Tabel 4.1. Centralizarea valorilor calculate ale parametrilor de putere si moment motor in functie de turatie.

n [rot/min] nmin=

8801500 2000 2500

nM=3000 3200 3600 4000

np= nmax =4400

P[kW]

9,5446 30,3159 50,8532 71,3926 88,8055 91,0811 93,4660 94,7336Pmax= 94,3

M [daNm]

10,363 19,3112 24,2951 27,2862

Mmax=

28,2845 27,1962 24,8074 22,6294 Mp= 20,5

Caracteristica pentru moment motor este reprezentata la scara 1 : 3 pentru a se observa intersectia cu curba caracteristica de putere.

M 955.5Pn

43

Fig. 4.1. Caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului

Se observa din curbura caracteristicii ca de la turatia minima nmin = 880 rpm si pana turatia de n = 3100 rpm aceasta a fost trasata dupa formula (2.41) utilizand coeficientii α, β, γ, iar de la turatia n = 3100 rpm pana la turatia maxima nmax = 4400 rpm utilizand coeficientii α’,β’, γ’, aceasta solutie fiind singura care conferea caracteristicolor de putere si moment o aliura corespunzatoare unui M.A.C. si fara a aparea salturi in curbele caracteristicilor.In cazul utilizarii numai a coeficientilor α, β, γ pe intreaga plaja de turatie, obtineam o caracteristica similara unui M.A.S., iar cand folosim numai coeficientii α’,β’, γ’, obtinem o caracteristica cu aliura neadecvata. Acestea sunt reprezentate in figurile 4.2 , respectiv 4.3. realizate cu ajutorul valorilor din tabelele 4.2 respectiv 4.3.

Tabel 4.2. Valorile parametrilor de putere si moment motor in functie de turatie calculate cu α, β, γ

n [rpm] 880 1500 2000 2500 3000 3200 3600 4000 4400

P [kW] 9,5446688 30,3159 50,85328 71,39264 88,80557 94,19458 101,1694 101,7384 94,3

M [daNm] 10,363558 19,31123 24,29515 27,28627 28,28457 28,12591 26,85204 24,30277 20,4781

44

Caracteristica teoretica

0

20

40

60

80

100

120

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000n[rpm]

P[kW], M[daNm] P [kW]

M

Fig. 4.2. Caracteristica teoretica trasata utilizand coeficientii α, β, γ.

Tabel 4.3. Valorile parametrilor de putere si moment motor in functie de turatie calculate cu α’, β’, γ’.

n [rpm] 880 1500 2000 2500 3000 3200 3600 4000 4400

P [kW] 41,637599 62,32553 74,57458 83,42266 89,38702 91,08119 93,46604 94,7336 95,1487

M [daNm] 45,209916 39,70136 35,62801 31,88414 28,46977 27,19627 24,80744 22,62949 20,66241

45

Caracteristica teoretica

0

20

40

60

80

100

120

140

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000n[rpm]

P[kW], M[daNm] P [kW]

M

Fig. 4.3. Caracteristica teoretica trasata utilizand coeficientii α’, β’, γ’.

4.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala

Pentru alegerea motorului, ce va echipa autoturismul impus prin tema, se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala. Aceasta metoda presupune alegerea a cel putin doua motoare cu puterea maxima foarte apropiata de cea teoretica (calculata anterior) si pentru care se cunoaste variatia P=P(n). Se obtin astfel curbele caracteristicilor relative P/Pmax=f(n/np) pentru motoarele similare si pentru cel teoretic. In functie de pozitia relativa a curbelor obtinute se va alege motorul. Recomandarea prevede ca alegerea sa corespunda situatiei in care curba motorului ales sa fie situata deasupra curbei motorului teoretic, astfel incat motorul ales sa prezinte o rezerva de putere superioara.

De la modelele preferentiale am selectat doua motoare care indeplinesc parametrii de putere necesari modelului ce trebuie proiectat si sunt cei mai apropiati de valoarea obtinuta prin calcul,adica modelele preferentiale Mercedes B Class care dezvolta o putere maxima de 100 de kW la o turatie de 4400 de rotatii pe minut ( np = 4400 rpm ) si motorul modelului Volkswagen Sharan care dezvolda 105 kW la 4200 de turatii pe minut.

Prin urmare, optiunile pe care le avem pentru alegerea motorului modelului ce trebuie proiectat

sunt:

46

1) Pmax1 = 100 kW 2) Pmax2 = 105 kW

nP1 = 4400 rpm nP2 = 4200 rpm

Mmax1 = 30 daNm Mmax2 = 32 daNm

nM1 = 3000 rpm nM2 = 1750 rpm

Dintre aceste doua motoare cel mai apropiat de cel necesar modelului impus prin tema este primul,

avand valoarea puterii maxime cea mai apropiata de cea obtinuta prin calcul, iar rezerva de putere

este mai mare decat a motorului 2 pana la turatia de 3000 rpm.

Dupa alegerea motorului se prezinta caracteristica sa la sarcina totala, precizand parametrii sai importanti (Pmax/np; Mmax/nM; nmin/nmax)

Caracteristica la sarcina totala a motorului ales (1) este prezentata in figura 4.5.

Fig 4.5. Caracteristica la sarcina totala a motorului ales.

47

Parametrii functionali cei mai importanti ai motorului ales sunt:

Puterea maxima obtinuta este de 100 de kW la 4400 de rotatii pe minut, momentul maxim se atinge

la 3000 de rpm si este de 300 de Nm, acesti parametrii obtinandu-se pe o plaja de turatii cuprinsa

intre 880 si 4400 rpm ( n Є [880, 4400] ).

Pmax = 100 kW / nP= 4400 rpm ;

Mmax = 30 daNm / nM = 3000 rpm ;

nmin = 880 rpm ; nmax = 4400 rpm .

Ambreajul

Tabel 6.1.Ambreiajele care echipeaza modelele similare

Nr. crt.

Denumire automobil Tip ambreiaj

1. Mercedes-Benz C Clase monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă

2. Audi A4 monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă

3. Saab 1.9 Tiid monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă

4. BMW 320 d monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă

5. Volvo S 40 monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă

48

6. Volkswagen Jetta monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă

Din tabelul prezentat, se observă că toate automobilele similare sunt echipate cu acelaşi tip deambreiaj. Deoarece automobilele sunt echipate cu acelaşi tip de ambreiaj şi considerându-se şi caracteristicile funcţionale şi constructive ale celor două tipuri de ambreiaje prezentate anterior automobilul de proiectat va fi echipat cu un ambreiaj monodisc uscat, cu arc diafragmă.

6.2.Calculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.

6.2.1.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 ca ambreiajul sa fie capabil sa transmita momentul maxim al motorului si in cazul cand garniturile sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adopta un moment mai mare decat momentul maxim al motorului, numit momentul necesar sau momentul de calcul al ambreiajului:

Mc = β.Mmax (6.1)

Alegerea valorii coeficientului de siguranta β se face tinandu-se seama de tipul si destinatia automobilului, precum si de particularitatile ambreiajului.Pentru valori mari ale coeficientului de siguranta se reduce intensitatea patinarii ambreiajului deci si lucrul mecanic de patinare, creste durata de functionare a ambreiajului, se reduce timpul de ambreiere si se imbunatatesc performantele dinamice ale automobilului.Marirea exagerata a coeficientului de siguranta conduce la aparitia unor suprasarcini in transmisie, in special la franarea brusca a automobilului precum si marirea fortei necesare decuplarii.Reducerea valorii coeficientului de siguranta a ambreiajului conduce la o buna protectie a transmisiei la suprasarcini, dar la o uzura mai mare a discurilor, deoarece patinarea ambreiajului este mai intensa. Forta necesara decuplarii este mai redusa.Transmiterea integrala a momentului motor si dupa uzarea maxima normala a garniturilor de frecare iuseamna ca, in aceasta situatie limita, coeficientul de siguranta al ambreiajului sa fie mai mare sau cel mult egal cu 1:

β ≥ 1

Tinand cont de tipul automobilului si de recomandarile din literatura de specialitate, se va alege:

β = 1,7

49

Asadar, se obtine pentru momentul necesar, urmatoarea valoare:

Mc = β x Mmax = 1,7 . 300 = 510 Nm (6.2)

6.2.2.Dimensionarea garniturilor de frecare

Pentru alegerea unei garnituri de frecare vom analiza ofertele de pe piata ale firmei FERMIT. Intrucat momentul transmis este mare, vom alege retete ce confera garniturilor un coeficient de frecare mai mare:

Reteta M1:-coeficient de frecare μ=0,35-0,5 (mediu uscat)-prsiune specifica maxima: pas = 5 daNm-uzura maxima: 0,13 mm-intensitatea la uzura: 2,35. 10-6 cm3/daNm-contradisc: fonta/otel

Reteta B32:-coeficient de frecare μ=0,35-0,5 (mediu uscat)-prsiune specifica maxima: pas = 2 daNm-uzura maxima: 0,16 mm-intensitatea la uzura: 2,9. 10-6 cm3/daNm-contradisc: otel

Reteta B32 nu este avantajoasa datorita presiunii admisibile mici si faptului ca impune folosirea unui contradisc numai din otel; reteta M1 prezinta aceleasi calitati de frictiune, dar presiunea specifica mai mare si faptul ca permite folosirea otelului dar si fontei ca material pentru contradisc o recomanda ca fiind alegerea optima. Raportul de aspect al garniturilor de frecare c=(0,53-0,75).

Aleg : c = 0,65

Raza exterioara a garniturii de frecare se calculeaza cu formula:

(6.3)

Pentru abmreiajul autoturismului ce trebuie proiectat vom adopta parametrii:coeficientul de frecare in mediul uscat:

cRi

Re

50

μ = 0,35 si presiunea pe suprafata de frecare:

p0 = 0,2 MPa , cu acesti parametri alesi, va rezulta valoarea razei exterioare:

mm

Raza interioara va fi calculata in functie de cea exterioara cu relatia :Ri = (0,55...0,65) x Re si rezulta:

Raza medie la care actioneaza rezultanta fortelor tangentiale de frecare este:

Deci diametrele respective ale suprafetei de frecare vor fi :

Garniturile sunt piese standardizate si sunt realizate intr-o gama tipodimensionala limitata conform STAS 7793-83 (table 6.2). In aceste conditii se tine cont de Re si Ri predimensionate pentru alegerea dimensiunilor definitive. Conform STAS dimensiunile garniturilor de frictiune vor fi:

Tabel 6.2. Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaj

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

Pentru aceste diametre standardizate alese, vom avea nevoie de o garnitura cu grosimea:

Se va calcula aria supusa frictiunii cu relatia: rezulta: (6.4)

Re

32 Mmax 103

i p0 1 c2 1 c( )134.5123

Ri 0.6 Re 80.7074 mm

Rmed12

Re Ri 107.6099 mm

De Re 2 269.0247 mm

Di Ri 2 161.4148 mm

De 280 mm

Di 165 mm

g 3.5 mm

A4

De2 Di

2

51

mm2

6.2.3 Determinarea momentului de frecare al ambreiajului sia fortei de apasare asupra discurilor ambreiajului

Vom calcula forta de apasare a arcului:

(6.5)

Momentul ambreiajului rezulta din formula:

(6.6)

Momentul ambreiajului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul de calcul (Mc = 510 Nm), astfel garniturile de frecare pot fi considerate corect dimesionate.

6.2.4. Verificarea garniturilor de frecare

a) Presiunea specifica dintre suprafetele de frecare ale ambreiajului se defineste ca raportul dintre forta dezvoltata de arcul de presiune F si aria unei suprafete de frecare a ambreiajului A, adica:

(6.7)

Valoarea maxima a presiunii specifice este limitata de tensiunea admisibila la strivire a materialului garniturilor. In adoptarea valorii sale trebuie avut in vedere faptul ca valori spre limita tensiunii de strivire favorizeaza reducerea dimensiunilor ambreiajului (discurile conduse vor avea dezvoltari

A4

2802 1652 4.0193 104

FMc 103

i Rmed6.7705 103

N

Ma i F 10 3Re Ri

2 510 Nm

p0FA

0.1685

MPa

52

radiale mici), a momentului de inertie, dar durabilitatea ambreiajului se reduce sub limitele acceptate pentru constructia de automobile, in acelasi timp, valori prea mici ale presiunii specifice implica suprafete mari de frecare (discurile conduse vor avea dezvoltari radiale mari), cresterea dimensiunilor de gabarit, a maselor si momentelor de inertie ale ambreiajului. In plus creste uzura garniturilor, deoarece cresc vitezele tangentiale de alunecare dintre suprafetele de contact.Intervalul uzual pentru adoptarea presiunii specifice este 0.15 < p0 < 0.25 Mpa in cazul graniturilor de frictiune din rasini sintetice impregnate cu fibre de kevlar sau sticla. Tinand cont de de destinatia automobilului, se va adopta:

b) Cresterea temperaturii pieselor ambreiajului.

In procesul cuplarii-decuplarii ambreiajului o parte din lucrul mecanic al motorului se transforma, prin patinare, in caldura, ridicand temperatura pieselor metalice ale ambreiajului si a garniturilor de frecare. Crestera temperaturii de functionare mareste uzura garniturilor. Avand in vedere ca lucrul mecanic de patinare este mai mare la pornirea din loc a automobilului decat la schimbarea treptelor, in calcule vom considera aceasta situatie - cea mai dezavantajoasa. Considerand durata procesului de cuplare (tc < 1s), schimbul de caldura cu exteriorul este redus, astfel se considera ca intreg lucrul mecanic de patinare se gaseste sub forma de caldura in discul de presiune si volant.

Verificarea la incalzire se face pentru discurile de presiune, aflate in contact direct cu planul de alunecare, utilizand relatia:

(6.8)

unde: α = 0.5 este un coeficient care tine cont de tipul ambreiajului si care are valoarea 0,5 in cazul

ambreiajului monodisc; c = 500 J/kg⁰C reprezinta capacitatea termica a pieselor din fonta si otel; mp = 1.5 kg reprezinta masa pieselor ce se incalzesc (aproximativ 15% din masa

ambreiajului).Lucrul mecanic pierdut prin patinare (L) la pornirea din loc a automobilului se poate determina utilizand urmatoarea relatie empirica de calcul, conform:

L 357.3 Ga 10rr

2

is12 i0

2 7.9049 103 J (6.9)

L = 7905 J

p0 0.2 MPa

Ga 2231.8 2.2318 103 daN

rr 0.308 m

is1 3.862

i0 2.533

53

Asadar, cresterea de temperatura Δt are urmatoare valoare:

Cum Δt = 5, 27⁰C < 15⁰C, insemna ca ambreiajul are o comportare buna la incazire, valori ale lui Δt peste 15⁰C fiind neacceptate pentru constructia de automobile.

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

6.3.1.Calculul si proiectarea arcului diafragma

Caracteristica cestor tipuri de arcuri poate avea una dintre forrneled in figura 6.3 , unde diferenta dintre cele 3 curbe este data in primul rand de raportul H/h. Conditia care se pune arcului diafragma pentru a avea o caracteristica asemanatoare cu cea aproximata de curba 2 este:

t L( )c mp

5.2699 oC

Fig 6.3 - Caracteristica arcului diafragma

54

In figura 6.5 sunt notate: F1 , forta cu care arcul apasa pe discul de presiune; F2 , forta necesara pentru decuplarea ambreiajului, exercitata de rulmentul de presiune; b = De / 2 = 140 mm, raza cercului dupa care arcul diafragma apasa pe discul de presiune; a ≈ 0.7 x b ≈ 98 mm, raza pana la care este taiat arcul pe generatoare; c ≈ 0.75 x b = 105 mm, raza inelului de sprijin al arcului; e ≈ 0.2 x b ≈ 28 mm, raza cercului prin care va trece arborele ambreiajului.

Se considera inaltimea totala a arcului Hi = 16 mm. Pe baza acestei inaltimi se calculeaza inaltimea partii continue a arcului:

(6.10)

Daca se pune conditia de asemanare a carcateristicii arcului cu alura curbei 2 din figura 6.1 rezulta grosimea arcului h:

(6.11)

H Hib ab e 6 mm

hH

2 2

2

3.5147 mm

Fig 6.4 - Dimensiunile arcului diafragma(notati)

Fig 6.5 - Schema pentru determinarea caracteisticii arcului diafragma cu taieturi dupa generatoare

55

Forta de apasare a arcului diafragma se calculeaza cu relatia utilizata in lucrarea:

(6.12)

unde: E’ este modulul de elasticitate relativ:

(6.13)

E = 21 10 4 MPa reprezinta modulul de elasticitate longitudinal pentru materialul folosit la fabricarea arcului;

μ = 0.25 este coeficientul lui Poisson;

Forta necesara la decuplare are urmatoarea expresie:

(6.14)

Avand cunoscute toate marimile, si dand valori pentru valoarea sagetii f, s-au obtinut valorile celor doua forte ce au fost centralizate in tabelul 6.3:

Tab 6.3. Calculul fortelor arcului diafragma

f F1 [N] F2 [N]5,8 6024,229029 -2738,2866 5942,885761 -2701,312

6,2 5879,609699 -2672,556,4 5838,014285 -2653,6436,6 5821,71296 -2646,2336,8 5834,319165 -2651,9637 5879,446343 -2672,476

7,2 5960,707933 -2709,4137,4 6081,717377 -2764,4177,6 6246,088117 -2839,1317,8 6457,433594 -2935,1978 6719,367249 -3054,258

8,2 7035,502523 -3197,9568,4 7409,452858 -3367,9338,6 7844,831695 -3565,8338,8 8345,252476 -3793,2979 8914,328641 -4051,968

9,2 9555,673632 -4343,4889,4 10272,90089 -4669,59,6 11069,62386 -5031,6479,8 11949,45597 -5431,57110 12916,01068 -5870,914

10,2 13972,90142 -6351,31910,4 15123,74163 -6874,42810,6 16372,14476 -7441,88410,8 17721,72425 -8055,32911 19176,09353 -8716,406

56

Pe baza acestui tabel se traseaza caracteristica elastica a arcului diafragma utilizat la ambreiajul de proiectat, conform figurii 6.6:

57

Fig 6.6 - Caracteristica ambreiajului

Alegandu-se punctul de functionare corespunzator sagetii de prestrangere f1 = 3 mm, rezulta din tabel forta de apasare asupra discului conducator F1 = 7036,56 N, respectiv valoarea fortei de decuplare a ambreiajului F2 = 3198,4 N si safeata la care se obtine f2 ≈ 8,2 mm.Sageata la decuplare este compusa din doua componente: safeata partii cu taieturi datorita unghiului de rasucire f2’ si sageata datorata incovoierii lamelelor partii cu taieturi f2’’.

(6.15)

(6.16)

(6.17)

In continuare se calculeaza coeficientul η cu urmatoarea relatie:

(6.18)

Lamelele sunt solicitate la incovoiere si forfecare de forţa ce decuplează (deformează ) arcul Q,care poate fi determinata prin echivalarea arcului diafragma cu un arc disc acţionat de pirghii:

f'2 f1c eb c 6.6 mm

f''2 f2 f'2 1.6 mm

F26 e2

f''2 E h2

12

a2

e21

2ae

1

lnae

0.9122

58

Fig 6.7.Modelul constructiv al arcului diafragmă

Se observa ca punctul 2 reprezintă incastrare , deci calculind suma de momente fata de 2 va rezulta forţa de acţionare Q.Forţa F1 va fi forţa maxima din zona de uzura de pe caracteristica arcului diafragma adică aproximativ 700 daN.

(6.19)

Q = 3198,4 N

Eforturile la torsiune si forfecare vor avea expresiile:

(6.20)

(6.21)

unde:

este lungimea unei lamele;

z = 18 reprezinta numarul de lamele.

Tensiunea echivalenta se calculeaza cu teoria a 3-a de echivalenta:

Q

b c2

F1

c e

2

3.1984 103 N

lic e

238.5

mm

59

(6.22)

unde , σc = 1530 N/mm2, Cc = 3.

(6.23)

(6.24)

(6.25)

Va rezulta astfel o latime minima a bazei lamelei de aproximativ 10 mm.

6.3.2 Calculul si proiectarea discului de presiune[2],[3]

Discul de presiune reprezinta dispozitivul de aplicare a fortei arcului pe suprafata de frecare, el fiind totodata si o masa metalica pentru preluarea caldurii rezultate in urma patinarii ambreiajului . Discul de presiune se realizeaza din fonta cenusie.Astfel, predimensionarea lui se va face din conditia preluarii caldurii din timpul patinarii fara incalziri periculoase.Asimilam discul de presiune cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei de

red = Re+5 = 14 mm

rid = Ri – 5 = 75,8 mm

Inaltimea necesara discului de presiune va fi :

tQ li 6

z b s2293.1902 MPa

fQ

z b s1.2692 MPa

ech t2 4 f

2 293.2012 MPa

hdL 106

t c red2 rid

2

4.7959

60

( 6.26)

Calculul elementelor de fixare si ghidare ale discului de presiune: vom utiliza solutia de fixare cu arcuri lamelare fixate pe disc si carcasa prin nituri:

Fig 6.8

Grosimea lamelelor va fi s = 1 mmRaza de prindere a lamelelor va fi:red / 2 +10 = 79.8 mmForta ce solicita lamelele si niturile este:

(6.27)

F1 = 4080 N

Dar cum momentul este preluat de 3 arcuri lamelare, forta ce solicita un singur arc va fi:

f = F1 / 3 = 1360 N (6.28)

Diametrul niturilor se va calcula cu formula:

(6.29)

unde = 321 pentru OLC 10.Vom alege din STAS d = 5 mm

Caracteristica arcului diafragma a fost construita intenţionat sa dezvolte o forţa de presiune mai mare ,pentru a putea compensa efectul arcurilor lamelare.

mm

F1Mc

125 10 34.08 103 N

df

ta s4.2368 mm

61

Fig 6.9. Arc lamelar

Dimensionarea se va face tinind cont de formula deformatiei acestui tip de arc :

(6.30)

unde: 1 este lungimea arcului; E modulul de elasticitate; F forţa ce solicita arcul; b lăţimea arcului; h grosimea arcului.Considerind o forţa de 100 N dezvoltata de cele trei arcuri suficienta la capătul debreierii, b = 15 mm, h = l mm, l = 30 mm, si tinind cont de faptul ca o lamela se comporta precum doua

arcuri, unul in prelungirea celuilalalt , vom obţine o prestringere a arcului (cu discul de presiune in poziţia maxima de debreiere) de 3 mm.

Considerind cursa discului de presiune la debreiere de 2 mm, săgeata arcului in poziţia cuplat a ambreiajului va fi de 5.4 mm.

Dimensiunile finale ale lamelei de arc vor fi lungimea arcului l = 60 mm; h = 1 mm; latimea arcului b = 8 mm; lungimeal totala L = 60 mm;

6.3.3 Calculul si proiectarea discului condus

Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare:Niturile de fixare ale garniturilor de frecare sunt dispuse pe 2 cercuri de raze diferite. Astfel pentru verificarea niturilor se ia in calcul o raza medie rm.

Niturile sunt confectionate din Aluminiu (τ fa = 100…120 daN/cm2)

Raza medie se calculeaza cu formula:

(6.31)

rmDe Di

4 1011.125 mm

62

Lungimea partii active a nitului este ln = 0,5 cmNumarul niturilor de fixare este zg =16Diametrul nitului de fixare este dng = 0,7 cm

Verificarea niturilor la forfecare:

fMc 100

rm zg a29.2364

daN

cm2a (6.32)

Mc = 51 daNa = 9,8 cmrm = 1,1125 cm

Verificarea niturilor la strivire:

sMc 10

rm zg dng ln81.862 daN

cm2 a

(6.33)

6.3.3.1 Elementul elastic suplimentar

Prin introducerea în transmisia automobilului a unui element elastic suplimentar se reduc sarcinile dinamice care apar la cuplarea brusca a ambreiajului si se modifica caracteristica elastica a transmisiei înlaturându-se astfel posibilitatea aparitiei rezonantei de înalta frecventa.

Pentru calculul arcurilor ce formeaza elementul elastic suplimentar, momentul limita care le solicita si care limiteaza rigiditatea lor minima se considera a fi momentul capabil atingerii limitei de aderenta la rotile motoare ale automobilului dat de relatia:

McGad rd

isv1 i042.1609 daNm

unde:

- Gad = 2231,8 [daN] - greutatea necesara pentru aderenta;

- rd = 0,308 [m] - raza dinamica a rotilor;

- = 0,6 - coeficientul de aderenta;

63

- isv1 = 3,82 - raportul de transmitere în prima treapta din cutia de viteza;

- i0 = 4,11 - raportul de transmitere al transmisiei principale.Daca Rmed este raza medie de dispunere arcurilor si daca se considera ca toate arcurile participa în mod egal la preluarea momentului de calcul, forta de calcul este :

FcMc

z Rmed39.0379 daN

Rmed = 0.06 m

Din conditia ca amplitudinea unghiulara pe acre trebuie sa o admita elementul elastic sa se situeze în intervalul q = ± (7....10)0 se obtine pentru sageata arcului valoarea maxima:

f Rm sin q( ) 8.3504 mm

θ = 8o

Din relatia sagetii rezulta diametrul sârmei arcului:

d8 Fc c2 n

G f3.3337 mm

unde:

c = 4…5 este indicele arcului; c = 4

n < 6 este numarul total de spire; n = 4

d = 2,5…4 mm

Vom considera ca forţa care comprima arcul pina la opritor va fi forţa determinata de momentul maxim dezvoltat de motor. Arcurile vor avea urmatoarele caracteristici: numărul arcurilor: na = 6; diametrul sirmei: d = 3,4 mm; diametrul exterior al arcului: D = 15 mm; numărul total de spire: n = 4; raza de dispunere a arcurilor: Rmed = 60 mm ; jocul intre spire:

64

js = 0,1 d = 0,333 mm; lungimea arcului in stare libera:

L0 = ( n + 2 ) d + (n + l) js = 21,669 mm; lungimea ferestrei lf se face mai mica cu 15...20% decât lungimea arcului in stare libera:

lf = L0 (l - 0,2) = 17,3352 mm; diametrul exterior al flansei butucului va fi 100 mm, tăietura in butuc va fi

B d r m 12 mm

unde:

- diametrul limitatorului: d = 10 mm;- iar r m js n 1( ) 1 mm

6.3.4 Calculul si proiectarea arborelui ambreiajului[2],[3]

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:

di

3Mc 103

0.2 at

3510 1030.2 180

24.1967 mm

(6.34)

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

Valoarea definitiva a diametrului se determina în functie de dimensiunile standardizate ale arborilor canelati, diametrul Di determinat, reprezinta diametrul de fund necesar canelurilor adoptate.

Adopt conform STAS 7346-85 arbore canelat cu caneluri dreptunghiulare clasa mijlocie, cu dimensiunile:

65

Tabel 6.4. Valorile parametrilor arborelui canelatDiametru

l nominal

D

Dd pd z Arbore Butucde di β r1 De Di α r2

24 22 2,033

18 23,9 21,61 600 0,25 20,8 23,76 49024'42 '' 0,15

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 18 x 28 x 30. Forta F care solicita canelurile se considera ca este aplicata la distanta rm fata de axul arborelui si se determina cu relatia din:

F 4Mc 103

de di

510 10328 34

32903 N

(6.35)

Inaltimea danturii este:

hde di

234 28

23 mm (6.36)

Verificarea la strivire se face pe baza relatiei:

(6.37)

(6.34)

Efortul unitar la forfecare se determina utilizand:

(6.38)

(6.35)

unde b = 7 mm – latimea canelurii.

psF

z h l32903

18 3 3020.3105 MPa

fF

z l b32903

18 30 78.7045 MPa

66

6.3.5 Calculul si verifcarea elementelor de fixare si ghidare a partii conducatoare pe volant

Carcasa ambreiajului va fi montata cu ajutorul unor stifturi de centrare, in numar de 3, si a unor suruburi de fixare in numar de 6.Stifturile vor fi solicitate la forfecare, iar suruburile la intindere.Stifturile se vor dimensiona la forfecare; vom considera raza cercului purtator egala cu Rb = 125 mm, iar materialul OL50:Mc = 510000 Nmm, σc = 290 (OL50), Rb = 125 mm, c = 3

(6.36)

(6.39)

(6.40)

unde fc 0.7

c67.6667 MPa (6.41)

Suruburile de fixare sunt solicitate la intindere de forta maxima de apasare a ambreiajului, considerand garniturile de frecare uzate astfel incat sa ne gasim pe maximul caracteristicii arcului diafragma. Rezulta astfel forta ce intinde suruburile F = 6770.5 N; vom lua in considerare si un coeficient de siguranta β = 1,1; suruburile vor fi confectionate din OL 37; numarul suruburilor va fi de 6.

Fc = F β = 7447,6 N (6.42)

(6.43)

(6.44)

Se observa ca 6 suruburi sunt suficiente pentru a prelua sarcina.

TMc

Rb 6510000125 6

680 N

d4 T f

4 68067.6667

3.577 mm

ac

c2903.5

82.8571 MPa

d3Fc

a 62.1837 mm

67

6.4.Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului.

6.4.1 Calculul mansonului de debreiere

Mansonul de debreiere (figura 6.10) va fi de tip manson de debreiere cu cilindru hidraulic integrat. Rulmentul mansonului de debreiere este un rulment ce trebuie sa fie capabil de o forta axiala egala cu forta necesara actionarii arcului diafragma, Q = 3198,4 N. Intrucat rulmentii

Fig 6.10 – Manson de debreiere[2]

axiali sunt limitati de turatia maxima vom folosi un rulment radial axial cu bile pe un singur rand.

6.4.1.1 Calculul rulmentului radial axial

Pentru rulmentii axiali care suporta sarcini pur axiale, sarcina conventionala Q si coeficientul capacitatii de lucru se calculeaza cu urmatoarele formule:

Q = (R +m.A) .Kb.Kt

.Kh (6.45)

(6.46)

unde: A = 3300 N este sarcina axiala; R este sarcina radiala si o putem considera 0; Kb =1,2 este un coeficient de siguranata a carui valoare este determinata de caracterul

sarcinii si de conditiile de lucru; Kt =1,05 este coeficientul de temperatura; Kh =0,05 depinde de inelul rotitor;

C Q 3 n h 5.3953 105

68

n = 4800 rot/min este turatia rulmentului; h =1000 ore reprezinta numarul de ore de functionare.

Rezulta astfel C = 53953; consultand catalogul si tinand cont de diametrul arborelui ambreiajului, de diametrul dispunerii capetelor parghiilor de actionare ale arcului diafragma vom alege rulmentul 36208.

6.4.1.2 Calculul mecanismului de actionare

Ambreiajul proiectat va avea actionare hidraulica, schema fiind prezentata in figura 6.11.

Fig 6.11 – Alcatuire sistem de actionare

unde: 1- placa de presiune; 2 - carcasa interioara a ambreiajului; 3 - arcul diafragma; 4 - inelul de debreiere ; 5 - rulmentul radia axial; 6 - partea mobila ce joaca rol de piston a manşonului de debreiere; 7 - partea fixa a manşonului de debreiere ; 8 - arborele ambreiajului; 9 - corpul pompei; 10 - rezervorul de ulei hidraulic; 11 - tija si pistonul pompei; 12 - pedala de acţionare; 13 - garnituri de etansare; Sp - cursa pistonului pompei; Sa - cursa pedalei de acţionare; Sm - cursa manşonului de debreiere ; Fa - forţa de acţionare a pedalei; Fp - forţa corespunzătoare pistonului pompei; Q - forţa de acţionare a arcului; dp - diametrul pistonului pompei; dci, dce - diametrul interior respectiv exterior al cilindrului receptor; Ap - suprafaţa activa a pistonului pompei; Ac - suprafaţa activa a cilindrului

69

receptor; La - lungimea pedalei de acţionare ; Lp - lungimea de la articulaţia pedalei pina la imbinarea cu tija pompei.Pentru demararea calculului va trebui sa determinam următorii: Sm, Fa, La, Lp ,Sa.

Pentru determinarea lui Sm vom folosi urmatoarele formule:

(6.47)

(6.48)

(6.49)

Va rezulta cursa mansonului Sm = 20 mmForta de apasare a pedalei de actionare Fa se recomanda a fi de circa 200 N, iar cursa pedalei Sa de 200 mm; lungimea pedalei de actionare La va fi 300 mm, iar dimensiunea Lp va avea valoarea 50 mm.

(6.50)

(6.51)

(6.48)

Pentru a determina diametrele constructive ale pompei si cilindrului receptor putem scrie:

q1 fc eb c 9

105 28140 105 19.8 mm

q2 Q c e( )2

24 z E l1.25 3198.4 105 28( )2

24 18 250.0105 mm

q q1 q2 19.81 mm

FpFa La

Lp1.2 103 N

SpQ Sm

Fp53.3073 mm

Q Ac Fp Ap

70

adica:

(6.52)

(6.53)

Alegem constructiv dci deoarece suntem limitati de diametrul arborelui si grosimea corpului fix al mansonului de debreiere : dci = 38 mm si dp = 25 mm. Va rezulta astfel dce = 52 mm.

Ac dce

2 dci2

4989.6017 mm2

ApQFp

Ac 2.6376 103 mm2

71

CUPRINS :

Titlu: Pagina: *Tema de proiect……………………………………………………………………...2*Bibliografie……………………………………………………………………..........4*Alegerea si analiza unor modele similare de automobile……………………………5*Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru autoturism…………...11*Studiul rezistentelor la inainterea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare in diferite conditii de deplasare……………………………………23*Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Alegerea motorului…36*Ambreajul…………………………………………………………………………..46*Cuprins……………………………………………………………………………...69*Desen de ansamblu sumar al automobilului………………………………………..70*Desen de ansamblu al ambreajului…………………………………………………71

Date post:	19-Jul-2016
Category:	Documents
Upload:	ge002
View:	88 times
Download:	8 times

auto 1 proiect

Documents