129
UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI CATEDRA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT AUTOMOBILE I STUDENT: Albu Ștefan-Cristian GRUPA: 8303 B 1
| Date post: | 27-Jan-2016 |
| Category: |
Documents |
| Upload: | cristianalbu |
| View: | 47 times |
| Download: | 5 times |
UNIVERSITATEA POLITEHNICA
BUCURESTI
CATEDRA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT AUTOMOBILE I
STUDENT: Albu Ștefan-Cristian
GRUPA: 8303 B
AN UNIVERSITAR:2014 – 2015
ÎNDRUMĂTOR PROIECT: ȘEF DE LUCRĂRI POPA LAURENȚIU
1
Temă de proiect la Automobile I
Să se efectueze proiectarea generală, funcțională, privind dinamica tracțiunii și ambreiajul pentru un automobil având următoarele caracteristici:
-Tipul autovehiculului: Autoturism -Caroseria: Break -Număr de persoane (locuri): 5 -Masa utilă (maximă constructivă): -Viteza maximă în palier: 190 km/h -Panta maximă: 39% -Alte Particularități: MAC; 4x2
Memoriul tehnic justificativ va cuprinde:
Partea I1) Alegerea unui număr adecvat de modele similare de automobile (minim 5 modele),
Analiza particularităților lor constructive și a principalelor caracteristici dimensionale, masice și energetice. Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta conform cerințelor temei.
2) Studiul organizării generale și a formei constructive pentru automobilul impus prin temă.2.1) Determinarea principalilor parametri dimensionali și masici ai automobilului precum și ai subansamblelor acestuia.2.2) Determinarea formei și a dimensiunilor spațiului util, inclusiv al interiorului postului de conducere.2.3) Întocmirea schiței de organizare generală.2.4) Determinarea poziției centrului de masă a automobilului, atăt la sarcină utilă nulă cât și la sarcină utilă maximă constructivă. Determinarea încărcărilor statice la punți și stabilitatea longitudinală a automobilului, în strânsă legătură cu panta maximă impusă prin temă.2.5) Alegerea anvelopelor și a jantelor.
3) Determinarea coeficienților de rezistență la rulare a pneurilor, a coeficienților de rezistență a aerului, a ariei secțiunii transversale maxime și a randamentului transmisiei.
4) Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare în funcție de viteza automobilului.
Partea II1) Studiul tehnic al soluțiilor costructive posibile pentru ambreiaj si alegerea variantei
ce se va proiecta.
2
2) Calculul de dimensionare și verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.3) Calculul și proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune,
disc de presiune, disc condus, arbore ambreiaj, elemente de fixare și de ghidare).4) Calculul și proiectarea sistemului de acționare al ambreiajului. Memorialul grafic (planșe desen tehnic) va cuprinde:1) Desen de ansamblu sumar al automobilului (3 vederi).2) Desen de ansamblu al ambreiajului ( vedere laterală și secțiune longitudinală).
Cuprins
Partea I
3
Cap. 1 Analiza unor modele similare de automobile față de cel impus prin tema de proiect.......................................................................................................................6
1.1Alegerea modelelor similare..........................................................................6 1.2 Analiza particularităților constructive ale modelelor similare alese...........8 1.3 Analiza principalilor parametri dimensionali exterior……………..…………..….9 1.4 Analiza principalilor parametrii masici……………………………………….………….12 1.5 Analiza principalilor parametrii energetici………………………….…….….………..14 1.6 Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta………………..…………...18
Cap 2. Studiul organizării generale și a formei constructive pentru autovehiculul impus prin tema………………..………………………………………...…19 2.1 Determinarea principalilor parametrilor dimensionali și masici ai autoturismului, precum și a subansamblurilor acestuia…………….………...19 2.1.1 Predeterminarea principalilor parametric dimensionali exterior…....…20 2.1.2 Predeterminarea principalilor parametri masici ai autoturismului…....25 2.1.3 Predeterminarea formei și a dimensiunilor principalelor subansambluri ai autoturismului……………………………………………………………………………………29
2.2 Determinarea formei și a dimensiunilor spațiului util…………………………………30 2.2.1 Predeterminarea dimensiunilor habitaclului……………………………………..……30 2.2.2. Dimensiunile volumului util ………………………………………………………………..…36 2.3. Întocmirea schiței de organizare generală………………………………………………..…36 2.4. Determinarea poziției centrului de masă al autovehiculului…………………….…39 2.5 Verificarea capacității de trecere și a stabilității longitudinale…………….………44 2.6 Alegerea pneurilor și stabilirea caracteristicilor acestora………………….…………46
Cap 3.Studiul rezistențelor la înaintarea automobilului. Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului………………….……………………………49
3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistențelor la înaintare……49 3.2 Determinarea rezisțentelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare, în funcție de viteză și pentru diferite condiții de deplasare...............................................52 3.3 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totală a motorului din condiția de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului în palier.................................60 3.4. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale și al primei trepte a schimbătorului de viteze.....................................................................................65 3.4.1 Predeterminarea și definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale.........................................................................................................................65 3.4.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze (is1)............................................................................................68
Partea II Cap 1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta.....................................................................................69
1.1 Generalități.....................................................................................................701.2 Analiza particularităților constructive și funcționale ale ambreiajelor mecanice...............................................................................................................70Cap 2. Calculul și proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore ambreiaj, elemente de fixare și ghidare)........................................................................................................73
4
2.1 Calculul de dimensionare și verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului..........................................................................................................73 2.1.1 Determinarea momentului de calcul.........................................................73 2.1.2 Dimensionarea garniturilor de frecare......................................................74 2.1.3 Determinarea momentului de frecare al ambreiajului și a forței de apăsare asupra discurilor ambreiajului.................................................................76
2.1.4. Verificarea garniturilor de frecare............................................................76 2.1.5 Calculul și proiectarea arcului diafragmă..................................................78 2.1.6 Calculul și proiectarea discului de presiune...............................................83 2.1.7 Calculul și proiectarea discului condus......................................................85 2.1.8 Elementul elastic suplimentar.....................................................................85 2.1.9 Calculul și proiectarea arborelui ambreiajului.........................................88 2.1.10 Calculul si verifcarea elementelor de fixare și ghidarea părții conducătoare pe volant...........................................................................................89
Cap 3.Calculul și proiectarea sistemului de acționare al ambreiajului..............90 3.1 Calculul manșonului de debreiere..............................................................90 3.2 Calculul rulmentului radial axial.................................................................90 3.3 Calculul mecanismului de acționare...........................................................91 Bibliografie..........................................................................................................93
Partea I
5
Cap 1. Analiza unor modele similare de automobile față de cel impus prin tema de proiect.1.1. Alegerea modelelor similare .
Prin tema de proiect se impune proiectarea generală, funcțională, privind dinamica tracțiunii și ambreiajul pentru un autoturism break, cu 5 locuri, echipat cu motor de tip MAC, cu o viteza maximă în palier de 190 km/h, tracțiune 4x2.Pe baza acestor caracteristici se va alege un număr de 6 modele similare de la marii producători de autoturisme:
1.Ford Focus III Wagon (facelift 2014)
(http://www.auto-data.net) 2.Volkswagen Golf VII Variant
(http://www.auto-data.net) 3.Opel Astra J Sports Toutrer (facelift 2012)
(http://www.auto-data.net)
6
4.Peugeot 308 SW II
(http://www.auto-data.net)
5.Kia Cee’d SW II
(http://www.auto-data.net)
6.Volvo V60 (2013 facelift)
(http://www.auto-data.net)
7
Tabel 1.1 Alegerea modelelor similare, [3]..[5]Nr. Crt Marcă Model
Caroserie
Nr. Locuri
An Fabricație
Viteza maximă km/h
Tracțiune
Tip motor
1 FordFocus III Wagon Break 5 2014 193 4x2 Față MAC
2Volkswagen
Golf VII Variant Break 5 2012 193 4x2 Față MAC
3 OpelAstra J Sports T Break 5 2012 186 4x2 Față MAC
4 Peugeot 308 SW II Break 5 2013 194 4x2 Față MAC
5 KiaCee'd SW II Break 5 2012 185 4x2 Față MAC
6 Volvo V60 Break 5 2013 190 4x2 Față MAC
1.2 Analiza particularităților constructive ale modelelor similare alese
În ceea ce privește o analiză a particularităților constructive putem evidenția: amplasarea motorului, capacitatea cilindrică a motorului, cutia de viteze/numărul de viteze, tipul suspensiei față/spate, frane față/spate, capacitate rezervor, volumul minim/maxim al portbagajului, anvelope.
- Începând cu amplasarea motorului putem spune că la toate cele 6 modele alese acesta este amplasat în față, transversal.
-În ceea ce privește capacitatea cilindrică toate modelele au cilindreea cuprinsă in jurul valorii de 1600 cm3, astfel modelele 1,4 și 6 au 1560 cm3, modelele 2 și 3 au 1598 cm3 iar modelul 5 are 1582 cm3.
-Toate cele 6 modele alese dispun de o cutie de viteze manuală, cu 6 trepte de viteze, mai puțin modelul 1 care are 5 trepte de viteză.
Din punct de vedere al suspensiei față cele 6 modele sunt dotate cu suspensie independentă de tip McPherson cu stabilizator dar în cazul suspensiei spate la modelul 1 aceasta este independentă multi-punct, la modelele 4, 5 și 6 suspensia spate este semi-independentă cu arc elicoidal iar la modelele 2 și 3 prezintă arcuri elicoidale si bară de torsiune.
-Sistemul de frânare prezintă urmatoarea configurație: discuri ventilate pe față și discuri simple pe spate la toate modelele mai puțin la modelul 1 care prezintă discuri simple atât pe față cât și pe spate. Toate dispun de sistemul de asistență la frânare ABS.
-În ceea ce privește rezervorul de combustibil acesta este amplasat in spatele banchetei spate la toate cele 6 modele și are o capacitate litrică cuprinsă între 50 l și 67.5 l astfel la
8
modelul 2 are 50 l, la 1, 4 și 5 are 53 l, modelul 3 are 56 l iar modelul 6 are capacitate cea mai mare de 67.5 l.
-La autoturismele break un criteriu important îl reprezintă volumul portbagajului. La cele 6 modele volumul minim este cuprins între 430l și 610l, volumul maxim al portbagajului cu bancheta spate pliată fiind cuprins între 1550l și 1660l. Modelul 1 are 476l/1502l, 2 are 605l/1620l, 3 are 500l/1550l, 4 are 610l/1660l, 5 are 528l/1642l iar la modelul 6 este specificat doar volumul minim 430l.
-În ceea ce privește dimensiunea anvelopelor acestea sunt cuprinse între 195/65 R15 și 225/50 R17, astfel la modelul 1 acestea pot fi 205/55 R16 și 215/50 R17, la modelul 2 sunt 195/65 R15, la 3 sunt 225/50 R17, la 4 sunt 205/55 R16, la 5 pot fi 195/65 R15 și 205/55 R16 iar la 6 sunt 215/50 R17.
1.3 Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori
Parametrii dimensionali exteriori care se iau in vederea analizării modelelor similare sunt:
Lungimea totală (La) Lațimea totală (la) Înălțimea totală (Ha) Ampatamentul (L) Ecartament față (E1) Ecartament spate (E2)Toți acești parametri sunt definiți ca unitate de măsură in [mm].
Parametrii dimensionali exteriori ai modeleor similare sunt prezentați in tabelul 1.2
Tabel 1.2 Caracteristici dimensionale, [3],[4]Nr. Crt Marcă
La [mm]
la [mm]
Ha [mm]
L [mm]
E1 [mm]
E2 [mm]
1 Ford 4556 1823 1505 2648 1544 15592 Volkswagen 4562 1799 1481 2635 1549 15203 Opel 4698 1814 1535 2685 1541 15514 Peugeot 4585 1863 1472 2730 1563 15575 Kia 4505 1780 1485 2650 1563 15716 Volvo 4635 1825 1484 2776 1588 1585
9
Fig. 1.2 Distribuția lățimii totale
10
1 2 3 4 5 64400
4450
4500
4550
4600
4650
4700
La [mm]
La [mm]
1 2 3 4 5 61720
1740
1760
1780
1800
1820
1840
1860
1880
la [mm]
la [mm]
1 2 3 4 5 62550
2600
2650
2700
2750
2800
L [mm]
L [mm]
Fig. 1.3 Distribuția ampatamentului
1 2 3 4 5 61510
1520
1530
1540
1550
1560
1570
1580
1590
E1 [mm]
E1 [mm]
Fig. 1.4 Distribuția ecartamentului față
1 2 3 4 5 61480
1500
1520
1540
1560
1580
1600
E2 [mm]
E2 [mm]
Fig. 1.5 Distribuția ecartamentului spate
11
Conform tabelului 1.2 putem observa urmatoarele aspecte:-Lungimea totală a autoturismului variază între minimul 4505 mm la modelul 5 și maximul 4698 mm la modelul 6.-Lățimea totală variază între un minim de 1780 mm la modelul 5 și un maxim de 1863 mm la modelul 4.- Înălțimea totală variază de la un minim de 1472 mm la modelul 4,la un maxim de 1535 mm la modelul 3.- Ampatamentul variază între un minim de 2635 mm la modelul 2 și un maxim de 2776 mm la modelul 6.-Ecartamentul față variază de la un minim de 1541 mm la modelul 3 și un maxim de 1588 mm la modelul 6.-Ecartamentul spate variază de la un minim de 1520 mm la modelul 2 și un maxim de 1585 mm la modelul 6.
1.4 Analiza principalilor parametrii masici
În acest subcapitol vom prezenta caracteristicile masice privind:
Masa proprie (m0) Masa totală nominal (man) Masa utilă nominală (mun) Masa raportată la lungime (m0l)
m0l=m0/La [kg/mm] (1.1)
Toți acești parametri sunt definiți ca unitate de masură în [kg].
Tabel 1.3 Parametri masiciNr. Crt
Marcă mo [kg] man [kg] mun [kg] m0l [kg]
1 Ford 1535 1900 365 0.3362 Volkswagen 1410 1940 530 0.3093 Opel 1550 N.A N.A 0.3294 Peugeot 1455 1870 415 0.3175 Kia 1420 1920 500 0.3156 Volvo 1680 2110 430 0.362
12
Fig. 1.6 Distribuția
masei proprii
1 2 3 4 5 60
500
1000
1500
2000
2500
man [kg]
ma [kg]
Fig. 1.7 Distribuția masei totale nominale
1 2 3 4 5 60
100
200
300
400
500
600
mun [kg]
mun [kg]
Fig. 1.8 Distribuția masei utile nominale
13
1 2 3 4 5 61250
1300
1350
1400
1450
1500
1550
1600
1650
1700
mo [kg]
mo [kg]
1 2 3 4 5 60.28
0.29
0.3
0.31
0.32
0.33
0.34
0.35
0.36
0.37
mol [kg/mm]
mol [kg/mm]
Fig. 1.9 Distribuția masei raportată la lungime
Pe baza tabelului 1.3 se fac urmatoarele concluzii:
Masa proprie variază de la un minim de 1410 kg la modelul 2 la un maxim de 1680 kg la modelul 6. Se observă ca la 3 din cele 6 modele studiate,valoarea masei proprii tinde spre valoara minimă a intervalului de valori.
Masa totală variază pe o plajă de valori cuprinsă între un minim de 1870 kg la autoturismul 4 și un maxim de 2110 la modelul 6, valorile celor 6 modele fiind aproximativ uniform distribuite pe toată plaja de valori.
Masa utilă nominală variază de la un minim de 365 kg la modelul 1 la 530 kg la modelul 2. Masa raportată la lungime variază între un minim de 0.309 kg/mm la modelul 2 și un maxim
de 0.362 kg/mm la modelul 6. Se observă faptul că valorile sunt apropiate între ele.
1.5 Analiza principalilor parametrii energetici
Parametrii energetice cere vor fi analizati sunt urmatorii:
Cilindreea Vt[cm3] Pmax/nP [kW/rpm] Mmax/nM [Nm/rpm] Puterea specifica (Psp)
Psp=Pmax/man [kW/kg] (1.2)
14
Tabel 1.4 Parametri energetici, [3],[4]Nr. Crt Marcă
Vt
[cm3]Pmax/np
[kW/rpm]Mmax/nm
[Nm/rpm]Psp [kW/kg]
1 Ford 1560 85/4000 270/1750-2500 0.0442 Volkswagen 1598 78/4000 250/1500-2750 0.043 Opel 1598 82/3500 300/1750-2000 0.0414 Peugeot 1560 85/3600 270/1750 0.0455 Kia 1582 82/4000 260/1900 0.0426 Volvo 1560 85/3600 270/1750-2500 0.04
Fig. 1.10 Distribuția cilindreei
1 2 3 4 5 674
76
78
80
82
84
86
Pmax [kW]
Pmax [kW]
Fig. 1.11 Distribuția puterii maxime
15
1 2 3 4 5 61540
1550
1560
1570
1580
1590
1600
1610
Vt[cm3]
Vt[cm3]
1 2 3 4 5 63200
3300
3400
3500
3600
3700
3800
3900
4000
4100
np [rpm]
np [rpm]
Fig. 1.12 Distribuția turației la care se obține puterea maximă
1 2 3 4 5 6220
230
240
250
260
270
280
290
300
310
Mmax [Nm]
Mmax [Nm]
Fig. 1.13 Distribuția cuplului maxim
1 2 3 4 5 60
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
2000
nm [rpm]
nm [rpm]
Fig. 1.14 Distribuția turației la care se obține cuplul maxim
16
1 2 3 4 5 60.037
0.038
0.039
0.04
0.041
0.042
0.043
0.044
0.045
0.046
Psp=Pmax [kW/kg]
Psp=Pmax [kW/kg]
Fig. 1.15 Distribuția puterii specifice
Pe baza tabelului 1.4 se deduc următoarele observații: Cilindreea Vt variază între un minim de 1560 cm3 la modelele 1, 4 și 6 și un maxim de 1598
cm3 la modelele 2 și 3, modelul 5 având o cilindree de 1582 cm3. În ceea ce privește puterea maxima aceasta variază de la un minim de 78 kW la modelul 2, la un
maxim de 85 kW întalnit la 3 din modelele alese, la 1, 4 și 6; modelele 3 și 5 având o putere de 82 de kW. Turația la care se obțin aceste puteri variază și ea între minimul de 3500 rpm la modelul 3 și un maxim de 4000 de rpm la modelele 1, 2 și 5.
În ceea ce privește cuplul motor acesta este cuprins în intervalul 250-300 Nm, valoarea minimă fiind înregistrată la modelul 2 iar cea maxima la modelul 3. Plajele de turație la care se obține cuplul maxim sunt cuprinse între 1500 rpm și 2500 rpm.
Puterea specifică variază între un minim de 0,040 kW/kg la modelele 2 și 6 și un maxim de 0,045 kW/kg la modelul 4.
1.6 Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta
17
Pentru alegerea modelului ce va fi proiectat se vor lua în considerare parametrii impuși prin temă, aceștia fiind: - tipul autovehiculului: autoturism; -numărul de locuri/persoane: 5; -viteza maxima in palier: 190 km/h; -panta maximă: 39%; -motor: cu aprindere prin comprimare ; -tracțiune: 4x2;Autoturismul ce se va proiecta va avea caracteristicile modelelor similare, particularitățile acestuia urmând a fi stabilite în capitolele ce urmează.Principalele caracteristici ale autoturismului sunt prezentate în tabelul 1.5 De asemenea autoturismul va avea tracțiune pe puntea din față, motorul amplasat în partea din față, transversal. Rezervorul va fi amplasat sub bancheta spate, roata de rezervă va fi amplasată într-un compartiment aflat sub podeaua portbagajului. Frânele față vor fi cu discuri ventilate iar cele din spate cu discuri simple.Din cele 6 modele asemănătoare cel mai asemănător cu autoturismul de proiectat impus prin temă este modelul cu numărul 4 și anume Peugeot 308 SW II.
Tabel 1.5 Variația parametrilor autovehiculului impus în tema de proiectPutere maximă [kw] 78-85Cuplu maxim [Nm] 250-300Volumul rezervorului [litri] 50-67.5Lungime [mm] 4505-4698Lățime [mm] 1780-1863Înălțime [mm] 1472-1535Ampatament [mm] 2635-2776Ecartament față [mm] 1541-1588Ecartament spate [mm] 1520-1585Volumul minim al portbagajului [litri] 430-610Volumul maxim al portbagajului [litri] 1502-1660Capacitate cilindrică [cm3] 1560-1598Masa proprie [kg] 1410-1680Masa totală [kg] 1870-2110Masa utilă nominală [kg] 365-530Masa raportată la lungime [kg/mm] 0.309-0.336Dimensiunea pneurilor 195/65 R15-225/50 R17
Cap 2. Studiul organizării generale și a formei constructive pentru autovehiculul impus prin tema.
18
2.1 Determinarea principalilor parametrilor dimensionali și masici ai autoturismului, precum și a subansamblurilor acestuia
Pentru predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai automobiluluiimpus prin tema de proiect, parametrii analizați la studiul modelelor similare de automobile alese,se poate utiliza metoda histogramelor, metodă ce are la bază studiul cu ajutorul interpretării grafice.Evidențierea distrubuției valorilor parametrilor în funcție de numarul de modele similare se realizează cu ajutorul subintervalelor de deservare. Dimensiunea acestor subintervale diferă în funcție de parametrul analizat și are la bază relația:
∆ X= Xmax− Xmin1+3,322∗lg (n)
(2.1)
În care:
∆ X este dimesiunea subintervalului de observare; Xmax, Xmin reprezintă valoarea maximă, respectiv minimă a parametrului pentru
care se calculează dimensiunea subintervalului (se precizează că aceste valori se rotunjesc, cele minime la valori inferioare, iar cele maxime la valori superioare, astfel încât dimensiunea subintervalului să fie un număr întreg);
n este numărul de modele similare la care se cunoaște mărimea parametrului analizat;
După determinarea valorii subintervalului de observare se calculează numărul de subintervale de observare cu relația:
k= Xmax− Xmin∆ X (2.2)
Cunoscând aceste două valori, dimensiunea subintervalului (∆ X) și numărul de subintervale (k), se vor trasa histogramele în care se vor evidenția numărul de modele similare care au valoarea parametrului analizat cuprinsă între limitele fiecărui subinterval de observare.
2.1.1 Predeterminarea principalilor parametric dimensionali exteriori
19
Pe baza valorilor din tabelul 1.5 vom calcula cu ajutorul relațiilor (2.1) și (2.2) dimensiunea subintervalului (∆ X) și numărul de subintervale (k), valorile obținute vor fi centralizate în tabelul 2.1.
Tabel 2.1 Dimensiunea intervalelor de observare si numărul de intervale pentru analiza parametrilor dimensionali
Nr. Crt
Parametru dimensional [mm] Xmin Xmax n DX k
1 Ampatamentul (L) 2630 2780 6 41.84 42 Consolă față 700 810 6 30.68 43 Consolă spate 916 1071 6 43.24 42 Lățimea (la) 1680 1770 6 25.10 43 Înălțimea (Ha) 1450 1520 6 19.53 45 Ecartament față (E1) 1510 1560 6 13.95 46 Ecartament spate (E2) 1500 1570 6 19.53 47 Garda la sol 180 220 6 11.16 4
2630-2670 2670-2710 2710-2750 2750-27800
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma Ampatamenului
Intervale ampatament [mm]
Nr.
de
mod
ele
Fig. 2.1 Distribuția ampatamentului la modelele similare
Se observă faptul că avem 3 intervale cu un singur model și 1 interval cu 3 modele și anume 2630mm-2670mm. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea ampatamentului cuprinsă în acest interval.
20
700-730 730-760 760-790 790-8100
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma consolă față
Intervale de lungimi [mm]
Nr.
de m
odel
e
Fig. 2.2 Distribuția consolă față la modelele similare
Se observă faptul că avem 3 intervale cu un singur model și 1 interval cu 3 modele și anume 860mm-890mm. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea consolei față cuprinsă în acest interval.
910-950 950-990 990-1030 1030-10800
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma consolă spate
Nr. d
e mod
ele
Fig. 2.2 Distribuția consolă spate la modelele similare
Se observă faptul că avem 3 intervale cu un singur model și 1 interval cu 3 modele și anume 1030mm-1080mm. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea consolei spate cuprinsă în acest interval
21
1680-1705 1705-1730 1730-1755 1755-17700
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma lățimii
Intervale de lățimi [mm]
Nr.
de m
odel
e
Fig. 2.3 Distribuția lațimii la modelele similare
Se observă faptul că 3 dintre modelele similare au lățimea cuprinsă în intervalul 1805mm-1830mm. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea lățimii cuprinsă în acest interval.
1450-1470 1470-1490 1490-1510 1510-15200
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
4
Histograma înălțimii
Intervale de înălțimi [mm]
Nr.
de m
odel
e
Fig. 2.4 Distribuția înălțimii la modelele similare
Se observă faptul că avem două intervale cu un singur model și 1 interval cu 4 modele și anume 1470mm-1490mm. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea înălțimii cuprinsă în acest interval.
22
1510-1525 1525-1540 1540-1555 1555-15600
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma Ecartamentului față
Intervale ecartament față [mm]
Nr.
de
mod
ele
Fig. 2.5 Distribuția ecartamentului față la modelele similare
Se observă faptul că 3 dintre modelele similare au ecartamentul față cuprins în intervalul 1540mm-1555mm. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea ecartamentului față cuprinsă în acest interval.
1500-1520 1520-1540 1540-1560 1560-15700
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma Ecartament spate
Intervale Ecartament spate [mm]
Nr.
de
inte
rval
e
Fig. 2.6 Distribuția ecartamentului spate la modelele similare
Se observă faptul că avem 3 intervale cu 1 singur model și 1 interval cu 3 modele și anume 1540mm-1560mm. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea ecartamentului spate în acest interval.
23
180-190 190-200 200-210 210-2200
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma gardă la solNr
. de m
odele
Fig. 2.7 Distribuția gardă la sol la modelele similare
Se observă faptul că avem 3 intervale cu 1 singur model și 1 interval cu 3 modele și anume 134mm-136mm. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea garda la sol în acest interval.
În urma predeterminării dimesiunilor caracteristice ale autovehiculului considerând interpretările grafice ale figurilor 2.1, 2.2,...2.6 și pe baza dimensiunilor modelului 4, cel mai asemănător cu autoturismul de proiectat impus prin temă s-au ales următoarele valori, prezentate în tabelul 2.2Pentru alegerea lungimii totale s-a utilizat formula:La=L+C1+C2 (2.3)
Tabel 2.2 Alegerea valorilor dimensiunilor caracteristice ale autoturismului.
2.1.2 Predeterminarea principalilor parametri masici ai autoturismului
24
Nr. Crt
Parametru dimensional [mm]
Valoare aleasă [mm]
1 Ampatamentul (L) 27702 Consola față (C1) 7653 Consola spate (C2) 10654 Lungimea (La) 46005 Lățimea (la) 17206 Înălțimea (Ha) 14507 Ecartament față (E1) 15208 Ecartament spate (E2) 15009 Garda la sol (hs) 190
Din tabelul 1.5 putem observa că valorile parametrilor masici analizați se incadrează intre ovaloare minimă și o valoare maximă lucru care este consemnat in tabelul 2.3 pentru a putea pune in aplicare metoda Histogramelor prezentată aferent.
Tabel 2.3 Dimensiunea intervalelor de observare si numărul de intervale pentru analiza parametrilor masici.
Nr. Crt Parametrul masic [kg] /[kg/mm] Xmin Xmax n DX k1 Masa raportată (m0l) 0.305 0.365 6 0.02 42 Masa proprie (m0) 1410 1680 6 75.31 4
3 Masa utilă (mun) 365 530 6 46.03 44 Masa totală(ma) 1870 2110 6 66.95 4
0.305-0.320 0.320-0.335 0.335-0.3500
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma masa raportată la lungime
Intervale masă raportată la lungime [kg/mm]
Nr.
de
mod
ele
Fig. 2.8 Distribuția masei raportată la lungime la modelele similare
Se observă faptul că 3 dintre modelele similare au masa raportată la lungime cuprinsă în intervalul 0.305 [kg/mm]-0.320 [kg/mm]. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea masa raportată la lungime cuprinsă în acest interval.
25
1410-1485 1485-1560 1560-1635 1635-16800
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma masei proprii
Intervalele masei proprii [kg]
Nr.
de
mod
ele
Fig. 2.9 Distribuția masei proprii la modelele similare
Se observă faptul că 3 dintre modelele similare au masa proprie cuprinsă în intervalul 1410kg-1485kg. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea masei proprii cuprinsă în acest interval.
365-410 410-455 455-5000
0.20.40.60.8
11.21.41.61.8
2
Histograma masa utilă nominală
Intevale masa utilă nominală [kg]
Nr.
de
mod
ele
Fig. 2.10 Distribuția masei utile nominale la modelele similare
Se observă faptul că 3 dintre modelele similare au masa utilă nominală cuprinsă în intervalul 500kg-530kg. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea masei utile nominale cuprinsă în acest interval.
26
1870-1935 1935-2000 2000-2065 2065-21100
0.5
1
1.5
2
2.5
3
Histograma masa totală
Intervalele masei totale [kg]
Nr.
de
mod
ele
Fig. 2.11 Distribuția masei totale la modelele similare
Se observă faptul că 3 dintre modelele similare au masa totală cuprinsă în intervalul 1870kg-1935kg. Modelul ce va fi proiectat va avea valoarea masei totale cuprinsă în acest interval.
În conformitate cu STAS 6926/1-90, pentru determinarea masei utile nominale (mun) se vor lua în considerare următorii 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 se adoptă în limitele 50…200 kg;
mun=ms+(mp+mbp)xN+mbs [kg] (2.3)
Unde: N reprezintă numărul de locuri, în afara celui ocupat de șofer.
Valoarea masei bagajului suplimentar va fi de aproximativ 125 kg. Rezulta ca : mun=75+(68+7)x4+125=500 kgMasa totală nominală va rezulta prin însumarea celor două componente :masa proprie și masa utila, comform relatiei de mai jos: ma=m0+mun [kg] (2.4)
Rezută că : ma=1410+500=1910 kg Pentru aflarea masei raportată la lungime vom folosi relația (1.1).
27
În urma predeterminării principalilor parametri masici ai autovehiculului considerând interpretările grafice ale figurilor 2.7, 2.8, 2.9, 2.10 , folosind relațiile de calcul (1.1) ,(2.3) ,(2.4) și pe baza parametrilor masici ai modelului 4, cel mai asemănător cu autoturismul de proiectat impus prin temă s-au ales următoarele valori, prezentate în tabelul 2.4;
Tabel 2.4 Alegerea principalilor parametri masici ai autoturismului Nr. Crt
Parametrul masic [kg] /[kg/mm] Valoarea aleasă
1 Masa proprie (m0) 1410 [kg]2 Masa totală(ma) 1910 [kg]3 Masa utilă (mun) 500 [kg]4 Masa raportată (m0l) 0.307 [kg/mm]
28
2.1.3 Predeterminarea formei și a dimensiunilor principalelor subansambluri ai autoturismului.
Tabel 2.5 Centralizarea parametrilor dimensionali si masici ai autoturismului
Nr. crt.
Denumire ParticipatiaParticipatia masica aleasa [%]
Masa calculata
Masa aleasa
subansamblu masica mj mj ales Dimensiuni
recomandata [%] [kg] [kg]
1 Motor-Transmisie
14.5 15 211.5 210 550 x 560
2Rezervor de combustibil 0.99 1.5 21.15 21 250 x 420
3Sistem de evacuare 2.45 2.5 35,25 35
4300 x Φ75
4 Ambreiaj 1,7 1,5 21,15 20 R 260
5 Schimbător de viteze 5 5 70,5 70 410 x 280
6Suspensie+ Punte față+roți
10.8 10.5 148,05 150 200 x 420
7Suspensie spate+punte spate+roți
9.6 9.5 133.95 135 200 x 420
8 Sistem de directie 1.9 2 28.2 28 400 x 120
9
Instalatie electrica si baterie de acumulator
1,9 2 28.228
310 x 230
10 Roata de rezervă 1.2 1 14.10
14R 316
11Caroserie, usi si geamuri
45 45 634,5 635
12 Scaune față 2.1 2 28.2 28 500x700
13 Banchetă spate
2.4 2.5 35.25 36 500x700
SUMA 100 1410
29
2.2 Determinarea formei și a dimensiunilor spațiului util
Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea următoarelor caracteristici dimensionale:
1) Organizarea și dimensiunile postului de conducere;2) Amplasarea banchetelor și/sau scaunelor pentru pasageri și dimensiunile acestora;3) Dimensiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc.)4) Dimensiunile impuse de construcția și organizarea automobilului. Organizarea și
dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor și/sau scaunelor pentru pasageri și dimensiunile acestora se stabilesc și se verifică cu ajutorul manechinului bidimensional.
2.2.1 Predeterminarea dimensiunilor habitaclului
Dimensionarea spațiului util se face în concordanță cu forma și dimensiunile postului de conducere care sunt determinate în funcție de cele ale manechinului bidimensional, care se execută la scară din folie de dural sau plastic acrilic și reprezintă conturul fizic al unui adult de sex masculin. Acesta este constituit din mai multe componente printre care se numără torsul și segmentele picioarelor asamblate cu articulații prevăzute cu scări pentru măsurarea unghiurilor. Sunt folosite trei manechine diferențiate prin lungimile segmentelor piciorului ,( ls ) pentru gambă și ( lt ) pentru coapsă, deoarece s-a constatat că dimensiunile torsului variază nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, si respectiv 90 de procente. Semnificația acestui procentaj este urmatoarea: -Pentru manechinul cu procentaj 90 înseamnă că dintr-un număr de adulți, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ( ls ) și ( lt ) mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin. Pentru manechinele cu procentajele 10% respectiv 50% semnificația se prezintă analog manechinului cu procentaj de 90%. Numărul de adulți s-a stability după criteria statistice.
Dimensiunile segmentelor ( ls ) și ( lt ) sunt prezentate in tabelul 2.6:
Tabel 2.6 Centralizarea dimensiunilor tipodimensiunilor de manechine bidimensionale,[8]Tipodimensiunea manechinului [%]
10 % 50 % 90 %
ls [mm] 390 417 444lt [mm] 408 432 456
Manechinul utilizat în vederea predeterminării dimensiunilor postului de conducere este cel cu gabaritul cel mai mare, cu procentaj 90%, având dimensiunile segmentelor principale ls = 444 mm si lt = 456 mm. Manechinul bidimensional este prezentat în figura 2.11
30
Poziția manechinului pe scaunul șoferului este definită de dimensiunile a și b ( poziția articulației H a șoldului față de partea verticală a panoului despărțitor de compartimentul motorului, respectiv față de podea), de unghiul α dintre axa torsului rezemat pe scaun și verticală, de unghiurile β,γ și δ care reprezintă unghiurile principalelor articulații ( șold, genunchi și respeciv gleznă) ale manechinului bidimensional. Manechinul în această poziție este prezentat în figura 2.12
Valorile medii recomandate petru unghiurile α, β, γ si δ sunt prezentate in tabelul 2.7
Tabelul 2.7 Valorile medii recomandate si cele alese petru unghiurile α, β, γ si δ, [8]Tipul automobilului Autoturism Valori alesea [ °] 20 – 30 30b [ °] 60 – 110 100g [ °] 80 – 170 120d [ °] 75 – 130 100
Valorile au fost alese ținând cont de încadrarea în limitele impuse de valoarea ampatamentului ales (La), a carui valoare este de 2670 mm, iar valorile unghiurilor au fost alese astfel încât spațiul șoferului să se încadreze sub o lungime de 840 mm.
Fig 2.12 Principalele caracteristici dimensionale ale manechinul bidimensional cu procentajul de 90%.
31
Figura 2.13 Unghiurile care determină poziția manechinului bidimensional pe scaunul șoferului
Conform STAS pentru scaunul șoferului și al pasagerului din față trebuie să avem în vedere că: 1. Partea înclinată a podelei să nu fie mai mică de 306 mm; 2. Înălțimea articulației H deasupra podelei ( b )să nu fie mai mică de 100mm; 3. Scaunul trebuie să aibă un dispozitiv de reglare a poziției relative față de parbriz și față de comenzi atât în direcție longitudinală cât și în direcție verticală; 4. Verificarea poziției scaunului se face în poziția extremă spate și jos cu manechinul 90, apoi se verifică poziția medie cu manechinul 50 și poziția maximă față și sus cu manechinul 10; 5. Distanța dintre punctul superior F al manechinului bidimensional și linia interioară a acoperișului nu trebuie sa fie mai mică de 100 – 135 mm.
32
Se adaugă 15 – 25 mm grosimea totală a acoperișului și 20 -40 mm care ține cont de curbura transversală a acoperișului și de amplasarea laterală a scaunului. Punctul F se poziționeaza pe o dreaptă care trece prin punctul H și este inclinată față de verticală cu 8°, la o distanță de 765 mm care corespunde manechinului de 50 care stă pe scaunul plasat în poziția medianăCa observație se specifică faptul că dispunerea pasagerilor pe bancheta din spate respectă recomandările de mai sus cu verificarea suplimentară că, între piciorul pasagerului din spate și conturul părții din spate a scaunului șoferului plasat în poziția extremă spate și jos să existe un spațiu minim. Dimensiunile principale ale postului de conducere și limitele de amplasare a organelor de comandă manuală la autoturisme se aleg conform STAS 6689/1-81, astfel încât acestea sa fie in permanență în raza de acțiune determinată de dimensiunile antropometrice ale conducătorului. Punctul H, de referință al locului de așezare care reprezintă centrul articulației corpului și capsei unui manechin bidimensional, este un punct stabilit constructiv de producător și indicat pentru fiecare scaun determinat în raport cu sistemul de referință tridimensional. În ceea ce privește postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului față de comenzi, se aplică metoda recomandată de STAS 12613-88 și norma ISO 3958-77, care stabilește o infășurătoare a distanțelor maxime de acțiune ale unei măini a conducătorului așezat pe scaun, cu cealaltă mână pe volan și piciorul drept pe pedala de accelerație, avand montată o centură de siguranță cu trei puncte de sprijin .
Comenzile luminilor de drum , avertizorului luminos, semnalizării schimbării direcției, luminilor de poziție spate și laterale, avertizării sonore, ștergătorului și spălătoruluide parbriz trebuie să fie amplasate în zona de acționare a mâinii conducătorului autovehiculului.
Tabel 2.8 Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducereNr.crt.
Dimensiunea Limita de modificare
1. Unghiul de înclinare spre înapoi, b [ °] 9…..332. Distanța verticală de la punctul R la punctul călcâiului, Hz
[mm]130……320
3. Cursa orizontală a punctului R minim 1304. Diametrul volanului, D [mm] 330…..6005. Unghiul de înclinare a volanului, θ[ °] 10……706. Distanța orizontală între centrul volanului și punctul
călcâiului, Wx [ mm ]660….152
7. Distanța verticală între centrul volanului și punctul călcâiului, Wz [ mm ]
530….838
33
Figura 2.14 Caracteristicile dimensionale ale postului de conducere și amplasarea manechinului bidimensional pe scaunul șoferului
Folosind manechinul de gabaritul cel mai mare poziționat la unghiurile alese se observă că distanța dintre scaunul șoferului și bancheta din spate cât și distanța de la scaun până la capotă sunt suficiente pentru ca șoferul, respectiv pasagerii să poată călători confortabil, lucru foarte important în vederea proiectării unui autoturism de familie.
Plasarea manechinelor pe scaunul soferului respectiv pe bancheta din spate este prezentată în vederea laterală a autoturismului in Figura 2.15
34
Figura 2.15 Plasarea manechinelor (vedere laterală)2.2.2. Dimensiunile volumului util
35
Dimensiunile portbagajului sunt stabilite în funcție de tipul, destinația și construcția automobilului. Dintre dimensiunile care caracterizează aceste zone ale autoturismului se menționează:-Marimea volumului util exprimată in litri ( dm3 ) ;-Dimensiunile volumului util: lungime ( Lp ), lățime ( lp ), înălțime ( hp ) exprimate in [mm];-Volumul și dimensiunile unor elemente constructive care opturează volumul util ca de exemplu pasajele roților, locașul roții de rezervă etc;-Nivelul suprafeței utile față de sol exprimată în [mm];-Pasul scaunelor si a banchetelor.
Valorile parametrilor dimensionali ce caracterizează spațiul util sunt stabilite prin raportarea la volumele utile ale modelelor similare alese, dar și la dimensiunile exterioare pentru autoturismul de proiectat și anume consola spate ( C2 ), ecartamentul spate ( E ) și înălțimea totală ( Ha ).
Astfel se aleg valorile pentru lungimea portbagajului Lp = 800 mm , latimea lp = 1100 mm și înălțimea hp = 700 mm.Având aceste dimensiuni alese, din produsul lor va rezulta un volum util:
Vu = Lp x lp x hp = 800 x 1100 x 700 = 616 litri ( dm3 )
Din acest volum util obținut se scad volumele unor elemente contructive care opturează volumul util, precum pasajele roților, al caror volum este estimat la Vpr = 40 litri ( dm3 )Roata de rezervă nu ocupă din spațiul util, fiind plasată sup o trapă care face parte din suprafața de încărcare a portbagajului.
În total volumul portbagajului are o valoare de Vp = 576 litri ( dm3 ), fiind unul destul de mare și important pentru scopul căruia îi este destinat acest autoturism, de a transporta un număr relativ mare de persoane plus eventualele lor bagaje pentru care necesită un volum util mare.
2.3. Întocmirea schiței de organizare generală
Pentru realizarea schiței de organizare generală, vom avea în vedere toate subansamblele stabilite la punctul 2.1.3, la predeterminarea parametrilor dimensionali și masici ai principalelor componente ale autoturismului, în tabelul 2.5.Acestea vor fi amplasate corespunzator, astfel obținându-se imaginea de ansamblu , Fig 2.16 și Fig 2.17
Fig 2.16 Autoturismul echipat cu principalele subansambluri
36
37
Fig.2.17 Autoturismul echipat cu principalele subansambluri – Vedere de sus
38
Observații:
Amplasarea motorului (1 ) este în fața punții față, montat transversal față de axa longitudinală a autoturismului, la fel și ambreiajul ( 4 ) și cutia de viteze ( 5 ) lateral față de motor, pentru a preveni aglomerarea care apare în cazul soluției constructive „ totul față ” și de asemenea pentru a preveni periclitarea spațiului interior al pasagerilor, soluția aceasta are ca prim scop compactizarea amplasării subansamblelor.Bateria de acumulatori și instalația electrică ( 9 ) este poziționată în lateral față de motor în cadrul consolei față ( C1 ).Rezervorul de combustibil ( 2 ) este amplasat pe puntea spate în spatele banchetei pentru asigurarea spațiului în habitaclu și din motive de siguranță.Roata de rezervă este poziționată sub suprafața de încărcare a portbagajului într-un compartiment special dedicat.
2.4. Determinarea poziției centrului de masă al autovehiculului.
Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relațiile:
(2.5)
(2.6)
39
xG1
Ns
j
xj mj
1
Ns
j
mj
zG1
Ns
j
zj mj
1
Ns
j
mj
În care mj este masa subansamblului j, în kg;xj , zj sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j, față de sistemul de axe, xOz, ales in mm.
În vederea stabilirii poziției centrului de masă pentru o persoană așezată pe scaun, în cazul scaunelor fixe, centrul de masă se află la distanța 50 mm față de punctul R (H )în sensul de mers, iar în cazul scaunelor reglabile această distanță este de 100 mm.Înălțimea centrului de masă, pe verticală, față de punctul R ( H ), are valoarea medie de 180 mm.
Poziția centrului de masă al automobilului se va determina în două situații:1) Automobilul cu conducător, fără pasageri și fără încărcătură;2) Automobilul încărcat complet cu sarcina utilă
Pentru cele două cazuri se va realiza o imagine de ansamblu (Fig 2.18) într-un sistem de coordonate xOz având originea la intersecția dintre axa de simetrie a roții din puntea față și calea de rulare, în care se vor amplasa subansamblurile.Pentru calcularea centrelor de masă ale tuturor acestor subansamble se vor utiliza dimensiunile stabilite la punctul 2.1.3. în tabelul 2.5, ca apoi acestea să folosească la calcularea centrelor de masă ale întregului ansamblu.Pentru cazul 1) va rezulta G0, centrul de masă al autoturismului cu conducător, fără încărcătură și fără pasageri, iar în cazul 2) va rezulta Ga, centrul de masă al autoturismului încărcat complet cu sarcina utilă..
Valorile pentru masă, cât și coordonatele centrelor de masă ale tuturor subansamblelor pentru cazurile 1) și 2) sunt centralizate în tabelul 2.8. acestea utilizându-se pentru stabilirea poziției centrului de masa.
40
41
Fig 2.18 Centrele de masă pentru cele două cazuri (neîncărcat și încărcat)
42
Tabel 2.8. Tabel centralizator pentru determinarea pozitiilor centrului de masa al automobilului in cele doua situatii.
Nr. crt.
Denumire subansamblu
mj [kg] xj [mm] zj [mm]xj*mj [mm*kg]
zj*mj
[mm*kg]
1. Motor 210 -250 520 -52500 109200
2.Rezervor de combustibil
21 2640 580 55440 12180
3. Sistem de evacuare 35 1780 300 62300 10500
4. Ambreiaj 20 -200 510 -4000 10200
5. Schimbator de viteze 70 -200 510 -14000 35700
6.Suspensie+ Punte față+roți
150 2 360 300 54000
7.Suspensie spate+punte spate+roți
135 2670 360 360450 48600
8. Sistem de directie 28 240 440 6720 12320
9.Instalatie electrica si baterie de acumulator
28 170 850 4760 23800
10.Caroserie, usi si geamuri
635 1900 780 1206500 495300
11. Roata rezerva 14 3420 520 47880 7280
12. Conducator auto 75 1180 730 88500 54750
Σmo + 75 = 1485
xG0 = 1190 zG0 = 590
13.Pasageri bancheta spate ( 3 )
204 2150 740 438600 150960
14. Masa bagaj 150 3310 830 496500 124500
15.Pasager dreapta
(fata)68 1180 730 80240 49640
Σ man = 1907 xGa = 1460 zGa = 630
43
Încărcările statice la cele două punți corespunzătoare celor două situații de încărcare sunt:
1) Automobilul cu conducător, fără pasageri și fără încărcătură.
2) Automobilul încărcat complet cu sarcina utilă.
Rapoartele a/L si hg/L sunt parametrii centrului de masă ai automobilului iar valorile lor medii se pot alege din tabelul 2.8. pentru a verifica autoturismul ce trebuie proiectat.
Tabel 2.9. Valorile medii pentru parametrii centrului de masă ai autoturismului
Parametrul Starea Tipul automobilului Valorile obținute
Autoturism
a/L gol 0,45...0,54 0,452
încărcat 0,49...0,55 0,535
hg/L gol 0,16...0,26 0,173
încărcat 0,17...0,26 0,208
Pentru autoturismul ce trebuie proiectat am obținut prin calcule valorile pentru parametrii centrului de masă:
a0/L = 0,445 si hg0/L = 0,220 pentru cazul 1) în care autoturismul nu este încărcat, respectiv
a/L = 0,546 si hg/L = 0,235 pentru cazul 2) în care autoturismul este încărcat complet cu sarcina utilă, iar aceste valori verifică recomandările limită cuprinse în
44
G10=(b0*G0)/L=8075 N (2.7)
G20=(a0*G0)/L=6492 N (2.8)
G1=(b*Ga)/L=8478 N (2.9)
G2=(a*Ga)/L=12300 N (2.10)
tabelul 2.9. Prin urmare subansamblele și pasagerii sunt corect poziționați în cadrul autoturismului în ansamblu.
Pentru aprecierea solicitării drumului din punctual de vedere al încărcărilor la punți se utilizează următoarea mărime:
(2.11)
În care Gj și Ga se exprimă în 103daN; Trebuie ca Fsol<=80 pentru autoturismele cu 2 punți.
Fsol=0.15 [103daN]
2.5 Verificarea capacit ăț ii de trecere și a stabilității longitudinale
Încă din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut în vedere și parametrii geometrici ai capacității de trecere. Definitivarea lor este încheiată odată cu întocmirea schiței de organizare generală și a desenului de ansamblu.Unghiul de rampă trebuie sa fie cel puțin egal cu unghiul pantei maxime impuse în tema de proiect.
Tabel 2.10. Parametrii geometrici ai capacității de trecere
Tip automobil Garda la sol [mm] Unghiul de atac [°] Unghiul de degajare [°]
Autoturism 150…200 20…30 15…20
Valoarile alese
190 20 20
Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt, in general, la urcarea pantei maxime impusa prin tema de priectare.
(2.12 )
pmax = 39% ( valoarea impusă prin temă )
45
Fsol1
Np
j
Gj4
10 Ga
GjGj
[103daN]
pmax tg pmax
αpmax = arctg ( pmax ) = arctg ( 0.39 ) = 21.3°
Expresiile unghiului limită la patinare sau de alunecare ( când roțile motoare ajung la limita de aderență ) sunt:
Pentru tracțiune față : Pentru φx=0.8
tan αpa = (φx x b/L)/(1+(hg x φx)/L)=0,305 ( 2.13)
Din calcul reiese că:
αpa = arctg ( 0,305 ) = 16,96°
Se observă că unghiul limită la patinare sau de alunecare care reiese din calcul este mai mic decât unghiul pantei maxime impus prin temă. Prin urmare, modific valoarea acesteia pentru a verifica caondiția :
Deci alegem pmax = 30% astfel incat αpmax arctg ( 0.3) = 16,69°
La deplasarea pe drumul cu panta maximă impusă prin temă nu trebuie să se producă rasturnarea automobilului. Unghiul limită de rasturnare este dat de relația:
αpr= arctg( b / hg ) = 62.49 (2.14)
Condițiile de stabilitate longitudinală, la deplasarea automobilului pe panta maximă impusă sunt:
, pentru φx = 0.60…0.80
Condiția este verificată întrucât 62,49° > 16,96° > 16,69°.
46
pr pa pmax
pr pa pmax
2.6 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora
Fiind ales numărul de pneuri la fiecare punte ( 2 pneuri pentru fiecare punte), încărcătura statică pe pneu corespunzătoare sarcinii utile maxime calculate va fi:
Zpj
Gj
Npnj , j = 1...Np ( 2.15)
, unde Gj este încărcătura radială la puntea j, in daN iar Npnj este numarul de pneuri de la puntea j.
Np = 2 , deci j = 1...2
Zp1 = G1/Npn1 = 847.8 / 2 = 423.9 daN Zp2 = G2/Npn2 = 1230 / 2 = 615 daN
Capacitatea portantă necesară a pneului ( definită ca încărcarea radială maximă suportată de acesta) va fi:
Qpnec = ( max Zpj )/kq (2.16)
, unde kq = 0,90 , pentru autoturisme
Deci valoarea maximă pentru încărcătura statică pe pneu corespunzătoare sarcinii utile maxime este:
Zp2 = 615 daN,
Qpnec = 615 / 0,90 =683.33 daN
Din cataloage de firmă se alege pneul cu capacitatea portantă ,dar cât mai aproape de Qpnec.
47
Qp Qpnec
Având valoarea maximă pentru încărcătura statică pe pneu, din cataloage se observă că indicele de sarcină 95 este cel corespunzător pentru sarcina de 690 daN care este valoarea cea mai apropiată de cea calculată.
Prin urmare am ales modelul de anvelopa Michelin PILOT PRIMACY TL, [12] cu indicele de sarcină 95, careia îi corespunde o sarcină maximă de 690 daN.
De asemenea, se precizează principalele caracteristici ale pneului ales:-Simbolizare anvelopă : 195/65 R15 91V;
-Lățimea secțiunii pneului, Bu, in milimetri;Conform simbolizării pneului, rezultă că lățimea secțiunii pneului are valoarea: Bu = 195 mm
-Diametrul exterior, De, și raza liberă, r0, în milimetri:
Diametrul exterior se va calcula cu formula: De = Dj + 2Hs, (2.17)
Dj fiind diametrul jantei, a cărui valoare rezultă din simbolizarea anvelopei, adică 15 inch, echivalentul a 381 mm, iar Hs este înălțimea talonului și se află cu formula ρna = Hs/Bu [ - ] (2.18), unde ρna este raportul nominal de aspect, și acesta putând fi aflat din simbolizarea anvelopei împărțind valoarea seriei anvelopei ( zc = 65 ) la 100 și va avea valoarea:
ρna = 65/100 = 0,65
Rezultă că valoarea înălțimii talonului va fi : Hs = 0,65 * 195 = 126,75 mm
Prin urmare valoarea diametrului exterior va fi: De = 382 + 2*126,75 = 634,5 mm
Raza libera r0 este jumătatea diametrului exterior : r0 = De / 2 = 317,25 mm
-Raza statică, rs, sau raza dinamică rd, în milimetri:Având în vedere datele despre pneul ales anterior, vom defini valoarea razei statice (rs) Din catalogul de specialitate, am extras valoarea razei statice: rs = 290 mm.
-Raza de rulare, rr ce se poate determina prin:-Lungimea circumferinței de rulare, Lcrul, indicată în milimetri:rr = Lcrul/2π (2.19)
48
-Valoarea razei libere și a presiunii aerului din pneu ( pa ): rr = λr0 , unde λ este un coeficient de deformare, cu valorile: (2.20)λ = 0,930...0,935, pneuri cu pa ≤ 600 kPaλ = 0,945...0,950, pneuri cu pa ≥ 600 kPa-Valoarea razei statice, rs, în cazul anvelopelor de dimensiuni medii,rr = 1,02 rs, pentru anvelope diagonale (2.21)rr = 1,04 rs, pentru anvelope radiale (2.22)
Din moment ce avem valoarea circumferinței de rulare în catalogul de anvelope, și anume Lcrul = 1937 mm, vom folosi formula (2.19) pentru a calcula raza de rulare:rr = 1937/2*3,14 = 308 mm
-Capacitatea portantă a pneului, Qp, in kilograme ( daN ) și presiunea aerului din pneu corespunzătoare, pa, în bari;Capacitatea portantă a pneului, Qp se calculează cu ajutorul relației (2.16), încărcătura statică din pneu fiind 615 daN, rezulta:Qp = 690/0,90 = 767 daN
Se observă că valoarea obținută respectă condiția impusă Qp ≥ Qpnec, unde Qpnec = 683,3 daN.
Pentru acest tip de pneu ales, din catalog obținem valoare pentru presiunea aerului în pneu corespunzatoare: pa = 2,5 bar.
-Viteza maximă de exploatare a pneului, Vmaxp, care trebuie sa indeplineasca conditia Vmaxp ≥ Vmax.
Avand viteza maximă în palier impusă prin temă Vmax = 190km/h, o putem compara cu viteza maximă de exploatare a pneului care reiese din simbolizarea anvelopei, codului de viteza „ V ” îi corespunde viteza maximă de exploatare a pneului de Vmaxp = 240 km/h
Prin urmare se respecta conditia Vmaxp ≥ Vmax. ( 240 > 190).
49
Cap 3.Studiul rezisten țelor la înaintarea automobilului. Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului
3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistențelor la înaintare
a) Determinarea coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor.
Pentru determinarea valorii, coeficientului de rezistență la rulare, în funcție de viteza de deplasare a autoturismului, se poate utiliza relația (3.1).
f f0 f01 V f02 V2 (3.1)
Valorile coeficientilor f0 , f01 si f02 pot fi aleși din tabelul 3.1:
Tabel 3.1 Valorile coeficientilor f0 , f01 si f02 pentru pneul de tip radial, [1]
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
Având în vedere raportul nominal de aspect calculat ρna = 0,65 valorile corespunzătoare coeficienților pentru pneul de tip radial alese sunt de secțiune foarte joasă:
f0 = 1,6115x10-2
f01 = -9,9130x10-6 [h/km]f02 = 2,3214x10-7 [h2/km2]
50
Pentru viteza maximă în palier impusă prin temă Vmax = 190km/h, valoarea coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor este:
f = 1,6115x10-2 -9,9130x10-6 x 190 + 2,3214x10-7 x 1902 = 0,02261
Se va reprezenta grafic dependența f=f(V), pe baza valorilor centralizate în tabelul 3.2:Tabel 3.2 Variația coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor în funcție de diferite valori ale vitezei:
V [km/h] 0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 190
f [-]0.01
60.016
00.016
10.016
40.016
80.017
40.018
30.01
90.020
50.021
90.022
6
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000.0000
0.0050
0.0100
0.0150
0.0200
0.0250
f=f(V)
f [-]
V [km/h]
Fig 3.1. Dependența coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor
b)Determinarea ariei secțiunii transversale maxime a autovehiculului
Aria secțiunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proiecției autovehiculului se obține prin planimetrarea conturului delimitat din vederea din față a desenului de ansamblu și calculul cu relația:
A Cf Ha hb la Npn hb Bu [m2] (3.2)
Unde: Bu este lățimea secțiunii anvelopei;hb este înălțimea marginii inferioare a barei de protecție față de cale;
51
la este lățimea automobilului;Npn este numărul de pneuri;Cf este coeficientul de formă , în cazul autoturismelor având valoarea de 0.89.
Acești parametri dimensionali sunt reprezentați în planimetrarea caroseriei autoturismului în vederea din față.
Bu = 195 mmhb = 150 mmla = 1830 mmNpn = 2Ha
= 1480 mmCf = 0,89
Prin urmare valoarea sectiunii transversale maxime va fi:
A = 0,89 x (1480 – 150) x 1830 + 2 x 150 x 195 = 2,224 m2
c)Determinarea coeficientului de rezistență a aerului
Pentru un autoturism cu caroserie închisă, valorile medii ale parametrilor aerodinamici sunt:A = {1.6;2.8} [m2]cx = {0.30;0.50}
Pentru valoarea secțiunii transversale maxime calculate ( A = 2,224 m2 ) care se încadrează în intervalul recomandat, alegem un coeficient aerodinamic:
cx = 0,32
Această valoare este corespunzătoare modelelor similare alese, fiind cea mai apropiată de tendința actuală pe piață
d)Determinarea randamentului transmisiei
Pentru proiectare, în această fază, se operează cu un randament constant mediu al transmisiei, în cazul autoturismelor având valoarea de ηt = 0.92..
52
3.2 Determinarea rezisțentelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare, în funcție de viteză și pentru diferite condiții de deplasare
a)Rezistența la rulare, determinată cu relația:
Rrul f V( ) Ga cosp [daN] (3.3)
Căreia îi corespunde puterea rezistenței la rulare definită de relația:
Prul
Rrul V
360 [kW] (3.4)
b) Rezistența la pantă, determinată cu relația:
Rp Ga sinp [daN] (3.5)
Căreia îi corespunde puterea rezistenței la pantă definită de relația:
Pp
Rp V
360 [kW] (3.6)
c)Rezistența aerului, determinată cu relația:
Ra
k A Vx2
13 [daN] (3.7)
În care k este coeficientul aerodynamic:
k=0,06125xCx;
Vx este viteza relativă a aerului față de automobile:
Vx=V+Vv unde Vv=0.
Căreia îi corespunde puterea rezistenței aerului definită de relația:
Pa
Ra V
360 [kW] (3.8)
Calculele se vor face în următoarele situații de deplasare a autovehiculului:
53
Deplasare în palier (αp=0), fără vânt; Deplasare în panta maximă a drumului modernizat (pmax=7...9%) , fără vânt.
Se vor reprezenta grafic rezistența la rulare (Rrul(V)), rezistența aerului (Ra0), suma
rezistențelor (∑R0), precum și puterile corespunzătoare, la deplasarea în palier, și rezistența la rulare (Rrul(V)), rezistența aerului (Ra
0), rezistența la pantă (Rp), suma rezistențelor (∑R0(V)), precum și puterile corespunzătoare, la deplasarea pe panta maximă aleasă a drumului modernizat.
A.Deplasarea în palier, fără vânt (αp=0):
a)Rezistența la rulare, determinată cu relația (3.3):
Rrul f V( ) Ga cosp[daN]
Rezultă că:
Rrul = 0,02261x 1873,71 x cos 0 = 42,36 daN
Căreia îi corespunde puterea rezistenței la rulare definită de relația:
Prul
Rrul V
360 [kW]
Prul = 42,36 x 190 / 360 = 22,35 kW
b) Rezistența la pantă, determinată cu relația (3.5):
Rp Ga sinp [daN]
Rp = 1873,71 x sin 0 = 0 daNCăreia îi corespunde puterea rezistenței la pantă definită de relația:
Pp
Rp V
360 [kW]
Pp = 0 kW
c)Rezistenta aerului, determinata cu relatia (3.7):
54
Ra
k A Vx2
13 [daN]
Vx este viteza relativă a aerului față de automobil:Vx = V ± Vv
Vx = 190 km/h
Unde Vv este viteza vântului care este considerată nulă.
k = 0,06125 x Cx = 0,06125 x 0,32 = 0,0196
Ra = 0,0196 x 2,224x 1902 / 13 = 121,04daN
Căreia îi corespunde puterea rezistenței aerului definită de relația:
Pa
Ra V
360 [kW]
Pa = 121,04x 190 / 360 = 63,88 kW
Valorile prametrilor de rezistență la înaintare precum și puterile care le corespund în funcție de viteza de deplasare în palier fără vânt sunt reprezentate în tabelul 3.3.
Tabel. 3.3. Valorile rezistențelor la înaintare și puterile corespunzătoare în funcție de viteza de deplasare în palier a autoturismului.
V [km/h] 0.0020.0
0 40.00 60.00 80.00100.0
0 120.00 140.00 160.00190.0
0f [-] 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02
Rrul[ daN]29.9
829.9
8 30.17 30.73 31.48 32.60 34.29 35.60 38.41 42.35
Ra [ daN ] 0.00 1.34 5.37 12.08 21.47 33.54 48.30 65.74 85.87121.0
9
ΣR29.9
831.3
2 35.53 42.80 52.95 66.15 82.59 101.35 124.28163.4
4Prul [ kW ] 0.00 1.67 3.35 5.12 7.00 9.06 11.43 13.84 17.07 22.35Pa [ kW ] 0.00 0.07 0.60 2.01 4.77 9.32 16.10 25.57 38.16 63.91ΣP [ kW ] 0.00 1.74 3.95 7.13 11.77 18.37 27.53 39.41 55.24 86.26
55
0.0020.00
40.0060.00
80.00100.00
120.00140.00
160.00180.00
200.00
0.00
20.00
40.00
60.00
80.00
100.00
120.00
140.00
160.00
180.00
Rrul(v)Ra (V)ΣR
V [km/h]
R [d
aN]
Fig 3.2 Variația rezistențelor în funcție de viteză la deplasarea în palier
0.0020.00
40.0060.00
80.00
100.00
120.00
140.00
160.00
180.00
200.000.00
10.00
20.00
30.00
40.00
50.00
60.00
70.00
80.00
90.00
100.00
Prul(V)Pa (V)ΣP [ kW ]
V [km/h]
P [k
w]
Fig 3.3 Variația puterilor necesare învingerii rezistențelor în funcție de viteză la deplasarea în palier
La viteza maximă de deplasare a autoturismului Vmax = 190 km/h, componentele sumei rezistențelor au participațiile:
Rrul = 25,91%
Ra = 74,09%
Prul=25,91%
Pa=74,09%
56
La viteza maximă de circulație pe autostradă impusă de poliția rutieră ( V = 120 km/h )participațiile componentelor sumei rezistențelor sunt:Rrul = 34,29 daN însemnând Rrul =41,51 % din totalul rezistențelor, iar Ra = 48,3 daN , adică Ra = 58,49 % din totalul rezistențelor.
La viteza maximă de circulație admisă drumurile naționale ( V = 90 km/h ) , componentele sumei rezistențelor au participațiile:Rrul = 31,85 daN echivalentul a Rrul = 53,96% din rezitențele totale, iarRa = 27,17 daN , adica Ra = 46,04%
La viteza maximă de circulație admisă în localități ( V = 50 km/h ) obținem valori pentru:Rrul = 29,98 daN , care reprezinta un procent de Rrul = 78,13 % din suma rezistențelor, pe când :Ra = 8,39 daN , adica Ra = 21,87 %Se observă că ponderile puterilor necesare învingerii rezistențelor la rulare și a aerului coincid cu ponderile valorilor rezistențelor.
Se observă pe grafic că rezistența la rulare Rrul are cea mai mare pondere de la demarare până la viteza de 90 km/h, unde valorile celor două rezistențe sunt asemănătoare, urmând ca după viteza de 100 km/h, rezistența aerului Ra să fie din ce în ce mai importantă, iar creșterea rezistenței la rulare nemaifiind semnificativă, având o pondere mult mai mică decât cea a aerului.
B. Deplasare în panta maximă a drumului modernizat (pmax=8 %) fără vânt:
a)Rezistența la rulare, determinată cu relația:
Rrul f V( ) Ga cosp [daN]
Rezulta că:
arctg(0.08)=4.57°
Rrul = 0,02261x 1873,71 x cos 4.57°= 42,22 daN Căreia îi corespunde puterea rezistenței la rulare definită de relația:
Prul
Rrul V
360 [kW]
Prul = 42,22 x 190 / 360 = 22,28 kW
57
b) Rezistența la pantă, determinată cu relația:
Rp Ga sinp [daN]
Rp =1873,71 x sin 4.57 = 149,29daN
Căreia îi corespunde puterea rezistenței la pantă definită de relația:
Pp
Rp V
360 [kW]
Pp = 149,29 x 190/ 360 = 78,79 kW
c)Rezistența aerului, determinată cu relația:
Ra
k A Vx2
13 [daN]
Vx este viteza relativă a aerului față de automobil:Vx = V ± Vv
Unde Vv este viteza vântului care este considerată nulă.
k = 0,06125 x cx = 0,06125 x 0,32 = 0,0196
Ra = 0,0196 x 2,224x 1902 /13 = 121,04daN
Căreia îi corespunde puterea rezistenței aerului definită de relația:
Pa
Ra V
360 [kW]
Pa = 121,04x 190 / 360 = 63,88 kW
Valorile parametrilor de rezistență la înaintare precum și puterile care le corespund în funcție de viteza de deplasare în pantă sunt reprezentate în tabelul 3.4.
58
Tabel 3.4.Valorile rezistențelor la înaintare și puterile corespunzătoare în panta de 8%
V [km/h] 0.00 20.00 40.00 60.00 80.00100.0
0120.0
0140.0
0 160.00 190.00f [-] 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02 0.02Rrul[daN] 29.88 29.88 30.07 30.63 31.38 32.50 34.18 35.49 38.29 42.21
Rp [daN] 149.28149.2
8 149.28149.2
8149.2
8149.2
8149.2
8149.2
8 149.28 149.28Ra [daN] 0.00 1.34 5.37 12.08 21.47 33.54 48.30 65.74 85.87 121.09
ΣR 179.16180.5
0 184.72191.9
8202.1
2215.3
2231.7
6250.5
1 273.44 312.58Prul [kW] 0.00 1.66 3.34 5.11 6.97 9.03 11.39 13.80 17.02 22.28Pp [kW] 0.00 8.29 16.59 24.88 33.17 41.47 49.76 58.05 66.35 78.79Pa [ kW] 0.00 0.07 0.60 2.01 4.77 9.32 16.10 25.57 38.16 63.91ΣP [ kW] 0.00 10.03 20.52 32.00 44.92 59.81 77.25 97.42 121.53 164.97
La viteza maximă de deplasare a autoturismului Vmax = 190 km/h, componentele sumei rezistențelor au participațiile:
Rrul = 13,50 %
Ra = 38,74%
Rp = 47,76 %
La viteza maximă de circulație pe autostradă impusă de poliția rutieră ( V = 120 km/h )participațiile componentelor sumei rezistențelor sunt:
Rrul = 34,18 daN insemnand Rrul = 14,74 % din totalul rezistențelor, iar
Ra = 48,3 daN , adica Ra = 20,84 % din totalul rezistențelor,
Rp = 149,28 daN, procentul echivalent fiind Rp = 64,42%
La viteza maximă de circulație admisă pe drumurile naționale ( V = 90 km/h ) , componentele sumei rezistențelor au participațiile:
Rrul = 31,75 daN echivalentul a Rrul = 15,24% din rezistențele totale, iar
Ra = 27,27 daN , adica Ra = 13,04%
Rp = 149,28 daN, procentul echivalent fiind Rp = 71,72%
La viteza maximă de circulație admisă în localități ( V = 50 km/h ) obținem valori pentru:
Rrul = 29,88daN , care reprezintă un procent de Rrul = 15,93 % din suma rezistențelor, pe când
Ra = 8,39daN , adica Ra = 4,47 %
59
Rp = 149.28 daN, procentul echivalent fiind Rp = 79,60%
Ponderile puterilor necesare învingerii rezistențelor la rulare, a aerului și la pantă coincid cu ponderile valorilor rezistențelor.
0.0020.00
40.0060.00
80.00100.00
120.00140.00
160.00180.00
200.00
0.00
50.00
100.00
150.00
200.00
250.00
300.00
350.00
Rrul[ daN]Rp [daN]Ra [ daN ]ΣR
V [km/h]
R [d
aN]
Fig 3.4 Variația rezistențelor în funcție de viteză la deplasarea în panta maximă a drumului modernizat [8o]
0.0020.00
40.0060.00
80.00
100.00120.00
140.00160.00
180.00200.00
0.00
20.00
40.00
60.00
80.00
100.00
120.00
140.00
160.00
180.00
Prul [ kW ]Pp [kW]Pa [ kW ]ΣP [ kW ]
V[km/h]
P [k
W]
Fig 3.5 Variația puterilor necesare învingerii rezistențelor în funcție de viteză la deplasarea în panta maximă a drumului modernizat [8o]
60
3.3 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totală a motorului din condiția de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului în palier
Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a automobilului ( Vmax=190km/h), la deplasarea acestuia în treapta de viteză cea mai rapidă ( priza directă sau echivalentul ei ) , în palier. Pentru a avea o anumită acoperire, din punct de vedere a puterii, se poate admite că atingerea lui Vmax se obține pe o foarte mică pantă, p0 = ( 0,05...0,3 )%, rezultând în acest fel o putere maximă ( Pmax ) ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier ( p0 = 0 ).
Bilantul de putere la roțile motoare este:
Pr = ηt x P = Prul + Pp + Pa + Pd (3.9)
Pentru V = Vmax, rezultă că și deci Pd = 0
Relatia (3.9) devine:
t PV.max1
360f Vmax Ga cosp0 Vmax Ga sinp0 Vmax
k A Vmax3
13
(3.10)
Se determină puterea motorului corespunzătoare vitezei maxime din relația (3.10), PVmax :
(3.11) în care toți termenii membrului drept sunt cunoscuți.
Alegem :p0 = 0,1 %, rezulta αp0 = arctg(0,001) = 0,057°A = 2,224x m2
k = 0,0196η = 0,92 ( 92%)Ga = 1873,71 daN
61
PV.max
Vmax
360tf Vmax Ga cosp0 Ga sinp0
k A Vmax2
13
dv
dt0
Pentru viteza maximă impusă prin temă de Vmax = 190 km/h, căruia îi corespunde valoarea coeficientului de rezistență la rulare f = 0,02261, rezultă puterea motorului care corespunde cu aceasta este:
PVmax =94,81kW
Modelarea caracteristicii la sarcina totală a motorului se face prin relația analitică:
(3.12)
sau sub o formă simplificată:
P Pmaxfpn
np
(3.13)
Dar pentru V = Vmax , motorul va avea turatia nVmax, iar relatia (3.13) devine:
PV.max PmaxfpnV.max
np
(3.14)
Funcția fp definește caracteristica la sarcina totală raportată și depinde de tipul și particularitățile constructive ale motorului.
Se alege tipul motorului ( daca nu a fost impus prin tema ) și se adoptă valorile pentru coeficienții de adaptabilitate ( ca ) și de elasticitățile ( ce ), comparabile cu valorile existente la modelele similare.De la modelele preferențiale am extras valorile maxime ale parametrilor de putere și moment la turațiile lor corespunzătoare:Pentru modelul Peugeot 308 SW avem:
Pmax : 86 kW / 3600 rpm șiMmax: 270 Nm / 1750 rpm , astfel rezultă momentul la care se obține puterea maxima, MP:
MP 955.5Pmax
nP
(3.15)
MP = 228,25 Nm
62
P Pmax
'
n
np
'
n
np
2
'
n
np
3
Apoi se calculează coeficientul de adaptabilitate, ca cu formula:
ca
Mmax
MP (3.16)
ca = 1,183
Coeficientul de elasticitate ce se află cu formula:
ce
nM
nP (3.17)
ce = 0,486
Cunoscând ca și ce se calculează apoi valorile coeficienților de formă ai caracteristicii motorului:
ce
2ca 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
(3.18)
ca 1
ce 1 2'
2 ce ca
ce 1 2
Rezulta:α=1,019 β=0,673 γ=0,692 α’=0,747 β’= 1,505 γ’= 1,252Se adoptă o valoare pentru mărimea raportată:
nVmax
nP , tinând cont de valorile recomandate:
63
0.9...1.0. , pentru M.A.C.
Corespunzător tipului de motor impus prin tema ( M.A.C.), se alege o valoare recomandată pentru mărimea raportată: ζ = 0,95
Se calculează puterea maximă necesară motorului theoretic:
(3.19)
În care:
= 0,747x 0,95 +1,505 x 0,95 - 1,252 x 0,95=0,95 (3.20)
Pmax =99,8kW
Pentru stabilirea valorii turației de putere maximă, np, se ține cont de valorile existente la
motoarele modelelor similare alese, în special de cele ale căror putere maximă este foarte
apropiată de cea calculată anterior.
Această valoare pentru puterea maximă a motorului teoretic obținută este cea mai apropiată
de modelul preferențial Peugeot 308 SW II care dezvoltă o putere maximă de 86 kW la o
turație de 3600 de rotații pe minut ( nP = 4600 rpm ) .
Pmax = 86 kW
nP = 3600 rpm
Astfel, toți parametrii necesari modelării curbei de putere sunt cunoscuți, gama de valori ale
turației 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.
64
Pmax
PVmax
fnVmax
np
PVmax
f ( )
f ( ) ' ' 2 ' 3
Astfel se adoptă:
nmin = 0,2 x 3600 = 720 rpm
nmax = 3600 rpm
Rezultă plaja de turație:
n Є [720, 3600]
Se trasează caracteristica teoretică la sarcina totală a motorului, pe baza valorilor calculate și tabelate, dupa modelul de mai jos.
Tabel 3.5. Centralizarea valorilor calculate ale parametrilor de putere și moment motor în funcție de turațien [rot/min] 720 1000 1500 1750 2000 2500 3000 3600P [kW] 22.47 31.95 49.03 57.37 65.38 82.35 94.12 99.8M [daNm] 29.82 30.53 31.23 31.32 31.24 31.47 29.98 26.49
500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 40000
20
40
60
80
100
120
P [kW]M [daNm]
n [rpm]
P [k
W]
; M[d
aNm
]
Fig. 3.6. Caracteristica teoretică la sarcina totală a motorului
Se observă din curbura caracteristicii că de la turația minimă nmin = 720 rpm și până la turația de n = 2500 rpm aceasta a fost trasata dupa formula (3.12) utilizând coeficienții α, β, γ, iar de la turația n = 2500 rpm până la turația maximă nmax = 3600 rpm utilizând coeficienții α’,β’, γ’,
65
această soluție fiind singura care conferea caracteristicilor de putere și moment o aliură corespunzătoare unui M.A.C. și fără a apărea salturi în curbele caracteristicilor.În cazul utilizării numai a coeficienților α, β, γ pe întreaga plajă de turație, obțineam o caracteristică similară unui M.A.S., iar când folosim numai coeficienții α’,β’, γ’, obținem o caracteristică cu aliură neadecvată.
3.4. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale ș i al primei trepte a schimbătorului de viteze
3.4.1 Predeterminarea și definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale
Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face din condiția că automobilul impus prin temă să atingă viteza maximă la deplasarea sa în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze, care este în general, treapta de priză directă (la schimbătorul cu 3 arbori) sau treapta similară acesteia, cu raport de transmitere apropiat de unitate (la schimbătorul de viteze cu 2 arbori).
Se știe că
:V 0.377
rr n
i0 iSK
[km/h], iar pentru viteza maximă, relația devine: (3.21)
[km/h] (3.22)
Unde isn=1, in priza directă
isn≈1, în cazul schimbătorului de viteze cu 2 arbori, iSN =0.91...0.98
sau
iSN=1.03...1.05
66
În această fază a proiectului se alege iSN între limitele menționate, ținând seamă și de
valorile de la modelele similare.
Din relația 3.22 rezultă:
io pred 0.377rr nVmax
VmaxiSN
(3.23)
, în care turația de viteză maxima, nVmax, se calculează cu expresia:
nVmax nP
, valoarea parametrului ζ fiind déjà cunoscută. (3.24)
Valoarea predeterminată a raportului i0 trebuie să fie definitivată (i0ef), ca fiind un raport
între două numere naturale, corespunzătoare numerelor de dinți sau produselor de numere de
dinți ale roților dințate în angrenare.
Deci,
i0 efp
q
, p,q ЄN (3.25)
i0 ef i0 pred
Pentru definitivarea rapotului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinți ,
pornind de la valoarea predeterminată și de la schema cinematică a transmisiei principale.
67
Dacă (i0)pred<7,0 se adoptă o transmisie principală simpla, în caz contrar, se adoptă o
transmisie principală dublă.
Valoarea parametrului impus prin temă este:
Vmax = 190 km/h, iar pentru
rr = 308 mm
nVmax = 3460 rpm
iSN = 0.96
Obținem o valoare predeterminată pentru raportul de transmitere al transmisiei principale:
i0pred=2,202 < 7 , deci recurgem la o transmisie principală simplă.
În cazul transmisiei principale simple,
i0
zc
zp
(3.26)
La definitivarea raportului de transmitere al angrenajului în unghi trebuie să se aleagă numere de dinți astfel încât raportul efectiv să fie cât mai apropiat de cel predeterminat și dimensiunile de gabarit ale transmisiei principale să fie cat mai mici.
Pentru transmisia principală simplă se alege zp cu valoarea minimă, care, însă, este dependent de raportul (i0)pred. În acest sens, pentru angrenajele conice se pot folosi recomandările firmei Gleason, indicate în tabelul 3.6.
Tabel 3.6. Numărul minim de dinți zp
i0 2,5 3 4 5 6-7 >7
68
zpmin 15*) 12*) 9 7 5 5
*) Se poate alege chiar 11
La transmisia principală simplă, se alege numărul de dinți corespunzători unei roți dințate cilindrice: zp=14…17În cazul transmisiei principale duble, se consideră pentru început că
i0’≈i0”≈
i0 pred
(3.27)
În care i0’=1,7…2,5 , după care se alege zpmin(i0’)
Din relația (3.26) rezultă zc care se va rotunji la valoarea întreagă cea mai apropiată ,după
care se recalculează raportul de transmitere efectiv i01. După aceea,modificând numărul de
dinți ai coroanei sau chiar ai pinionului de atac se determină însă alte câteva rapoarte efective
i02 și i03 (abaterea valorii rapoartelor efective alese i01, i02 si i03 nu trebuie să depășească ±
5% față de cea predeterminată).
Pentru valoarea calculată a raportului de transmitere al transmisiei principale i0 pred = 2,202 ,alegem numărul de dinți corespunzători unei roți dințate cilindrice:zp=15 , de unde rezultă:
zc = i0 x zp = 2,202 x 15 = 33,03 , care se rotunjesșe la valoarea:zc = 33 ,iar valoarea calculată pentru raportul de transmitere efectiv:
i01 = 2,2
Pentru alte numere de dinți ale roților dintate cilindrice zp=14 ,zc = 31 si zp=13 ,zc = 29, obtinem:
i02 = 2,214,
i03 = 2,230 .
Alegem i0=2,2
69
3.4.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze (is1)
Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din următoarea condiție: Învingerea pantei maxime, impusă prin temă;
La determinarea acestui raport se pune condiția că urcarea pantei maxime, pmax, să se facă cu viteză constantă, redusă.Din bilanțul de tracțiune se obține relația:
is1
maxGa rd
Mmaxi0 t (3.28)
În care rezistența specifică maximă a drumului se calculează cu relația:
ψmax ≈ f(0) x cosαpmax + sinαpmax (3.29)
unde αpmax = arctg (pmax) (3.30)
Ceilalți termeni din relația (3.28) sunt deja cunoscuți.Pentru valorile cunoscute ale parametrilor:Ga = 1873,71 daNrd = rr = 308 mm = 0,308Mmax = 31.47 daNmi0 = 2,2ηt = 0,92 , si pentru valoarea calculata:ψmax = 0,302 , rezultă:
is1 = 2,736
70
Partea II
Cap 1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta .
1.1 Generalit ăți
Pentru a transmite fluxul de putere şi cuplul de la motor la transmisie şi implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care să întrerupă acest flux energetic.Acest rol este îndeplinit de ambreiaj.
Ambreiajul serveşte cuplarea temporară şi la cuplarea progresivă a motorului cu transmisia. Decuplarea motorului de transmisie e necesară în următoarele cazuri:
- Pornirea din loc a automobilului;- În timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbătorului de viteză;- La frânarea automobilului;- La staționarea automobilului cu motorul pornit;
Cuplarea progresivă a motorului cu transmisia este necesară în cazurile următoare:- La pornirea din loc a automobilului;- După schimbarea treptelor de viteză;
Pentru funcţionare, ambreiajul trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:- Să permită decuplarea rapidă şi completă a motorului de transmisie, pentru o schimbare a
treptelor fără şocuri;- Decuplarea să se facă cu eforturi reduse din partea conducătorului fără o cursă mare la pedală;- Să asigure o cuplare progresivă a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii bruşte a
automobilului;- Să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă între motor şi transmisie;Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, în funcţie de principiul de
funcţionare.Acestea sunt:- Ambreiaje mecanice (cu fricţiune);- Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje);- Ambreiaje electromagnetice;- Ambreiaje combinate;
Cele mai răspândite ambreiaje pe automobile sunt cele mecanice (cu fricţiune), la care legătura dintre partea condusă şi cea conducătoare se realizaeză prin forţa de frecare.
Părţile constructive ale ambreiajului sunt:
1. Parteaconducătoare – partea montată pe volantul motorului. Cuprinde:
a) Carcasa interioară a ambreiajului;b) Placa de presiune;c) Arcul de presiune.
2. Parteacondusă – partea care este în legătură directă cu arborele primar al schimbătorului de viteză.
Cuprinde:a) Discul condus al ambreiajului;b) Arborele ambreiajului.
3. Sistemuldeacţionaresaucomandă – care cuprinde:I. Sistemul interior de acţionare format din:
a) Pârghii de debreiere;b) Inelul de debreiere;
71
c) Rulmentul de debreiere;d) Furca ambreiajului.
II. Sistemul exterior de acţionare care poate fi de tip:a) Neautomat cu acţionare mecanică sau hidraulică;b) Neautomat cu servomecanism de tip hidraulic, pneumatic,
electric;c) Automate.
Cele mai folosite şi răspândite tipuri de ambreiaje pentru automobile sunt ambreiajele mecanice cu arcuri periferice, cu arc diafragmă şi ambreiaje cu arc central.
Pentru a se decide ce tip de ambreiaj va echipa automobilul, se vor analiza modele de automobil similare din punct de vedere al tipului de ambreiaj cu care au fost echipate.
Pe lângă analiza modelelor similare de automobil, se va face şi o analiză a doua ambreiaje din punt de vedere al construcţiei şi a funcţionării.
Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influenţat de momentul motor transmis, tipul acţionării (mecanic, hidraulic), tipul frecării (uscat,umed), etc.
1.2 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelor mecanice
A. Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice.
Este foarte răspândit acest tip de ambreiaj atât la camioane cât şi la autoturisme, datorită greutăţii reduse cât şi a simplităţii constructive.
Fig. 1.1 Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice,[11]
1-volant;2-discambreiaj;3-placădepresiune;4,5-ax;6-pârghiededebreiere;7-manşon;8-rulmentdepresiune;9-arcuriperiferice;10-garniturătermoizolantă;11-carcasă;12-orificii
practicateînvolant.
72
Utilizarea acestui ambreiaj este recomandată în cazul în care momentul transmis nu depăşeşte 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este că foloseşte două rânduri de arcuri de presiune, asfel se obţine o forţă de apăsare mai mare cu arcuri mai puţin rigide.
B. Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central de tip diafragmă.
Acest tip de ambreiaj este foarte răspândit astăzi în rândul automobilelor, datorită următoarelelor particularităţi:
- acţionarea ambreiajului este mai uşoară deoarece forţa necesară decuplării este mai mică la acest tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară;
- forţa cu care arcul diafragmă acţionează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă;Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă.
Fig.1.2. Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arc central,[11]1-flanşăarborecotit;2-bucşădebronz;3-arboreambreiaj;4-volant;5-carcasă
ambreiaj;6-coroanădinţatăvolant;7-garnituridiscambreiaj;8-placădiscambreiaj;9-arcurielicoidale;10-diafragmă;11-rulmentpresiune;12-şurubfixare;
13–şuruburi;14-etanşare;15-furcă;16-nitdiafragmă.
73
Datorită avantajelor pe care le prezintă arcul diafragmă, în ultimul timp a ajuns să fie utilizat foarte mult pe autoturisme.
Tabelul 1.1 Automobilele similare şi tipul de ambreiaj cu care sunt echipate,[3]..[5]Nr. crt Denumire automobil Tip ambreiaj
1 Ford monodisc uscat, ineate cu arc tip diafragmă2 Volkswagen monodisc uscat, ineate cu arc tip diafragmă3 Opel monodisc uscat, ineate cu arc tip diafragma4 Peugeot monodisc uscat, ineate cu arc tip diafragmă5 Kia monodisc uscat, ineate cu arc tip diafragmă6 Volvo monodisc uscat, ineate cu arc tip diafragmă
Din tabelul prezentat, se observă că toate automobilele similare sunt echipate cu acelaşi tip de ambreiaj. 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.
74
Cap 2. Calculul și proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore ambreiaj, elemente de fixare și ghidare)
2.1 Calculul de dimensionare și verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.
2.1.1 Determinarea momentului de calcul
În timpul funcționării ambreiajului, ca urmare a frecărilor normale din fazele de cuplare-decuplare, suprafețele de frecare ale discurilor conduse sunt supuse uzurii, arcurile de presiune se detensionează, iar forța de apăsare se micșorează. Pentru ca ambreiajul să fie capabil să transmită momentul maxim al motorului și în cazul când garniturile sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adoptă un moment mai mare decât momentul maxim al motorului, numit momentul necesarsaumomentul de calcul al ambreiajului:
Mc = β.Mmax (2.1)
Alegerea valorii coeficientului de siguranță β se face ținându-se seama de tipul și destinația automobilului, precum și de particularitățile ambreiajului.Pentru valori mari ale coeficientului de siguranță se reduce intensitatea patinării ambreiajului deci și lucrul ineat de patinare, crește durata de funcționare a ambreiajului, se reduce timpul de ambreiere și se îmbunătățesc performanțele dinamice ale automobilului.Mărirea exagerată a coeficientului de siguranță conduce la apariția unor suprasarcini în transmisie, în special la frânarea bruscă a automobilului precum și mărirea forței necesare decuplării.Reducerea valorii coeficientului de siguranță a ambreiajului conduce la o bună ineate a transmisiei la suprasarcini, dar la o uzura mai mare a discurilor, deoarece patinarea ambreiajului este mai inea. Forța necesară decuplării este mai redusă.Transmiterea ineat a momentului motor și după uzarea ine ine a garniturilor de frecare înseamnă că, în această situație limită, coeficientul de siguranță al ambreiajului să fie mai mare sau cel mult egal cu 1:
β ≥ 1
Ținând cont de tipul automobilului și de recomandările din ineate de specialitate, se va ine:
β = 1,6
Așadar, se obține pentru momentul necesar, următoarea valoare:
Mc = β x Mmax = 1,6 .314,7 = 503,52 Nm (2.2)
75
2.1.2 Dimensionarea garniturilor de frecare
Pentru alegerea unei ineate de frecare vom analiza ofertele de pe piață ale firmei FERMIT. Întrucât momentul transmis este mare, vom ine rețete ce conferă garniturilor un ineate de frecare mai mare: Rețeta M1:-coeficient de frecare μ=0,35-0,5 (mediu uscat)-presiune specifică ine: pas = 5 daNm-uzură ine: 0,13 mm-intensitatea la uzură: 2,35. 10-6 cm3/daNm-contradisc: fontă/oțel
Rețeta B32:-coeficient de frecare μ=0,35-0,5 (mediu uscat)-presiune specifică ine: pas = 2 daNm-uzura ine: 0,16 mm-intensitatea la uzură: 2,9. 10-6 cm3/daNm-contradisc: oțel
Rețeta B32 nu este avantajoasă datorită presiunii admisibile mici și faptului că impune folosirea unui contradisc numai din oțel; rețeta M1 prezintă aceleași calități de fricțiune, dar presiunea specifică mai mare și faptul că permite folosirea oțelului dar și fontei ca material pentru contradisc o recomandă ca fiind alegerea ine. Raportul de aspect al garniturilor de frecare c=(0,53-0,75).
Aleg : c = 0,65
Raza exterioară a garniturii de frecare se calculează cu formula:
Re=3√ 2 ∙ β ∙Mmax
μ ∙ i ∙ π ∙ p0 ∙ (1−c2 ) ∙(1+c) (2.3)
Pentru ambreiajul autoturismului ce trebuie proiectat vom adopta parametrii:-coeficientul de frecare in mediul uscat: μ = 0,35 și presiunea pe suprafața de frecare: p0 = 0,2 Mpa Cu acești ineate aleși, va rezulta valoarea razei exterioare:
Re=133.94mm
Raza interioara va fi ineate în funcție de cea exterioară cu relația :
76
cRi
Re
Ri = (0,55…0,65) x Re și rezulta:
Ri=0,6 x Re =80,36 mm
Raza medie la care acționează rezultanta forțelor tangențiale de frecare este:
Rmed=(Re+Ri)/2=107.15 mm.
Deci diametrele respective ale suprafeței de frecare vor fi :
De=Re x 2=267.88 mm
Di=Ri x 2=160.72 mm
Garniturile sunt piese standardizate și sunt realizate într-o gama tipodimensională limitată conform STAS 7793-83 (ine 2.1). În aceste condiții se ine cont de Re și Ri predimensionate pentru alegerea dimensiunilor definitive. Conform STAS dimensiunile garniturilor de fricțiune vor fi:
Tabel 2.1 Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaj,[2]
De 150 160 180200
225 250 280300
305 310 325 350
Di 100 110 125130
150 155 165 175 185 195
g 2,5…3,5 3,5 3,5; 4,0
De=280 mm
Di=165 mm
Pentru aceste diametre standardizate alese, vom avea nevoie de o garnitura cu grosimea:
g=3.5 mm
Se va calcula aria supusă fricțiunii cu relația:
A4
De2
Di2
(2.4)
rezultăA=40192.75 mm2
77
2.1.3 Determinarea momentului de frecare al ambreiajului șia forței de apăsare asupra discurilor ambreiajului
Vom calcula forța de apăsare a arcului:
F=(Mc x 103)÷(µ×i×Rmed)=3,232 × 103 N (2.5)
Momentul ambreiajului rezultă din formula:
Ma = i x F x µ x 10-3 x Rmed =503.38 Nm (2.6)
Momentul ambreiajului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul de calcul (Mc = 503.52 Nm), astfel garniturile de frecare pot fi considerate corect dimesionate.
2.1.4. Verificarea garniturilor de frecare
a) Presiunea specifică dintre suprafețele de frecare ale ambreiajului se definește ca raportul dintre forța dezvoltată de arcul de presiune F și aria unei suprafețe de frecare a ambreiajului A, adică:
p0=F/A= 0,1804 MPa (2.7)
Valoarea maximă a presiunii specifice este limitată de tensiunea admisibilă la strivire a materialului garniturilor. În adoptarea valorii sale trebuie avut în vedere faptul că valori spre limita tensiunii de strivire favorizează reducerea dimensiunilor ambreiajului (discurile conduse vor avea dezvoltări radiale mici), a momentului de inerție, dar durabilitatea ambreiajului se reduce sub limitele acceptate pentru construcția de automobile, în același timp, valori prea mici ale presiunii specifice implică suprafețe mari de frecare (discurile conduse vor avea dezvoltări radiale mari), creșterea dimensiunilor de gabarit, a maselor și momentelor de inerție ale ambreiajului. În plus crește uzura garniturilor, deoarece cresc vitezele tangențiale de alunecare dintre suprafețele de contact.Intervalul uzual pentru adoptarea presiunii specifice este 0.15 < p0< 0.25 Mpa în cazul garniturilor de fricțiune din rășini sintetice impregnate cu fibre de kevlar sau sticlă.
78
Ținând cont de destinația automobilului, se va adopta:
p0=0,2 MPa
b) Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului.
În procesul cuplării-decuplării ambreiajului o parte din lucrul mecanic al motorului se transformă, prin patinare, în căldură, ridicând temperatura pieselor metalice ale ambreiajului și a garniturilor de frecare. Creșterea temperaturii de funcționare mărește uzura garniturilor. Având în vedere că lucrul mecanic de patinare este mai mare la pornirea din loc a automobilului decât la schimbarea treptelor, în calcule vom considera această situație - cea mai dezavantajoasă. Considerând durata procesului de cuplare (tc < 1s), schimbul de căldură cu exteriorul este redus, astfel se consideră că întreg lucrul mecanic de patinare se găsește sub formă de caldură în discul de presiune și volant.
Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune, aflate în contact direct cu planul de alunecare, utilizând relația:
Δt= α∗Lc∗mp
(6.8)
unde: α = 0.5 este un coeficient care ține cont de tipul ambreiajului și care are valoarea 0,5 în
cazul ambreiajului monodisc; c = 500 J/kg⁰C reprezintă capacitatea termica a pieselor din fontă și oțel; mp = 1.5 kg reprezintă masa pieselor ce se încălzesc (aproximativ 15% din masa
ambreiajului).Lucrul mecanic pierdut prin patinare (L) la pornirea din loc a automobilului se poate determina utilizând următoarea relație empirică de calcul, conform:
L=(357,3 x Ga x 10 x rr2)÷(is1
2 x io2)=18464 J (6.9)
Așadar, creșterea de temperatură Δt are următoarea valoare:
Δt = 12.3°
Cum Δt = 12.3⁰C < 15⁰C, înseamnă că ambreiajul are o comportare bună la încălzire, valori ale lui Δt peste 15⁰C fiind neacceptate pentru construcția de automobile.
79
2.1.5 Calculul și proiectarea arcului diafragmă
Caracteristica acestor tipuri de arcuri poate avea una dintre formele din figura 2.1 , unde diferența dintre cele 3 curbe este dată în primul rând de raportul H/h. Condiția care se pune arcului diafragmă pentru a avea o caracteristică asemănătoare cu cea aproximată de curba 2 este:
√2< Hh
<2
80
Fig 2.1 - Dimensiunile arcului diafragmă,[11]
Fig 2.2 - Schema pentru determinarea caracteristicii arcului diafragmă cu tăieturi după generatoare,[11]
In Fig 2.2 sunt notate: F1 , forța cu care arcul apasă pe discul de presiune; F2 , forța necesară pentru decuplarea ambreiajului, exercitată de rulmentul de presiune; b = De / 2 = 140 mm, raza cercului după care arcul diafragma apasă pe discul de presiune; a ≈ 0.7 x b ≈ 98 mm, raza până la care este tăiat 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
Se consideră înălțimea totală a arcului Hi = 16 mm. Pe baza acestei înălțimi se calculează înălțimea părții continue a arcului:
H Hib ab e
6mm (2.8)
Dacă se pune condiția de asemănare a carcateristicii arcului cu aliura curbei 2 din figura 2.1 rezultă grosimea arcului h:
hH
2 2
2
3.5147
mm (2.9)
Forța de apăsare a arcului diafragmă se calculează cu relația:
F1=
π∗E'∗h4
6∗(b−c )2∗f 1
h∗ln( b
a )∗[( Hh
−
f 1
h∗b−a
b−c )∗( Hh
−
f 1
2h∗b−a
b−c )+1] (2.10)
unde: E’ este modulul de elasticitate relativ:
E'= E
1−μ2 (2.11)
E = 21∙10 4 MPa reprezintă modulul de elasticitate longitudinal pentru materialul folosit la fabricarea arcului;
μ = 0.25 este coeficientul lui Poisson;
E'= 21∗104
1−0.252=22.4∗104[ Mpa ]
Forța necesară la decuplare are urmatoarea expresie:
81
F2=b−cc−e
∗F1
(2.12)
Având cunoscute toate mărimile, și dând valori pentru valoarea săgeții f, s-au obținut valorile celor două forțe ce au fost centralizate in tabelul 2.2:
82
f F1 F20 0 0
0.289.7915
740.7653
7
0.4171.526
577.8730
1
0.6245.540
4111.475
3
0.8312.169
1141.724
8
1371.748
2168.773
7
1.2424.613
5192.774
5
1.4471.100
8213.879
8
1.6511.545
6232.241
7
1.8546.283
9248.012
9
2575.651
1261.345
6
2.2599.983
2272.392
4
2.4619.615
8281.305
6
2.6634.884
6288.237
6
2.8646.125
3293.340
9
3653.673
7296.767
9
3.2657.865
5298.670
9
3.4659.036
3299.202
53.6 657.522 298.515
3.8653.658
3296.760
9
4647.780
7294.092
5
4.2640.225
2290.662
2
4.4631.327
4286.622
6
4.6621.422
9 282.126
4.8610.847
6277.324
8
5599.937
2272.371
5
5.2589.027
3267.418
4
5.4578.453
7 262.618
5.6568.552
1258.122
6
5.8559.658
2254.084
8
6552.107
8250.656
9
6.2546.236
6247.991
4
6.4542.380
2246.240
6
6.6540.874
4 245.5576.8 542.055 246.093
7546.257
6248.000
9
7.2553.817
9251.433
3
7.4565.071
8256.542
6
7.6580.354
8263.481
1
7.8600.002
7272.401
2
8624.351
3283.455
5
8.2653.736
2296.796
3
8.4688.493
3312.575
9
8.6728.958
1 330.947
8.8775.466
4352.061
7
9828.353
9376.072
7
9.2887.956
4403.132
2
9.4954.609
6433.392
7
9.61028.64
9467.006
7
9.81110.41
1504.126
5
10 1200.23544.904
5
10.21298.44
3589.493
2
10.41405.38
6 638.045
10.61521.39
3690.712
310.8 1646.80 747.647
83
1 6
111781.94
5809.003
1
Pe baza acestui tabel se trasează caracteristica elastică a arcului diafragmă utilizat la ambreiajul de proiectat, conform Fig 2.3
84
0 2 4 6 8 10 120
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
2000
F1F2
Fig 2.3 - Caracteristica arcului diafragmă
Alegându-se punctul de functionare corespunzator sagetii de prestrângere f1 = 3 mm, rezultă din tabel forța de apăsare asupra discului conducator F1 = 653,67 N, respectiv valoarea forței de decuplare a ambreiajului F2 =296.76 N și săgeata la care se obține f2 ≈ 8,2 mm.Săgeata la decuplare este compusă din două componente: săgeata părții cu tăieturi datorită unghiului de răsucire f2’ și săgeata datorată încovoierii lamelelor parții cu tăieturi f2’’.
f =f 2' + f 2
' ' (2.13)
f'2 f1c eb c
6.6mm (2.14)
f''2 f2 f'2 1.6 mm (2.15)
În continuare se calculează coeficientul η cu următoarea relație:
η=F2∗6∗e2
π∗f 2' '∗E∗h3∗[ 1
2∗( a2
e2 −1)−2∗( ae
−1)+ln( ae )] (2.16)
η=0.201
Lamelele sunt solicitate la încovoiere și forfecare de forţa ce decuplează (deformează ) arcul Q,care poate fi determinată prin echivalarea arcului diafragmă cu un arc disc acţionat de pârghii:
85
Caracteristica arcului diafragmă
Fig 2.4.Modelul constructiv al arcului diafragmă,[11]
Se observă că punctul 2 reprezintă încastrare , deci calculând suma de momente față de 2 va rezulta forţa de acţionare Q.Forţa F1 va fi forţa maximă din zona de uzură de pe caracteristica arcului diafragmă adică aproximativ 700 N.
(2.17)
Eforturile la torsiune și forfecare vor avea expresiile:
σ i=Q ∙ li ∙6
z ∙ b∙ s2 (2.18)
σ f=Q
z ∙b ∙ s (2.19)
unde:
este lungimea unei lamele;
z = 18 reprezintă numărul de lamele.
Tensiunea echivalentă se calculează cu teoria a 3-a de echivalență:σ ech=√σ i
2+4 ∙ σ f2 (2.20)
unde σ ech=σ c
C c , σc = 1530 N/mm2, Cc = 3.
t
Q li 9
z b s2
10.938
MPa (2.21)
86
Q
b c2
F1
c e( )
2
318.182
N
lic e
238.5
mm
fQ
z b s0.063
MPa (2.22)
σech=10.93 MPa
Va rezulta astfel o lățime minimă a bazei lamelei de aproximativ 10 mm.
2.1.6 Calculul și proiectarea discului de presiune
Discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcului pe suprafața de frecare, el fiind totodată și o masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în urma patinării ambreiajului . Discul de presiune se realizează din fontă cenușie.Astfel, predimensionarea lui se va face din condiția preluării căldurii din timpul patinării fără încălziri periculoase.Asimilăm discul de presiune cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei de
red = Re+5 = 139 mm
rid = Ri – 5 = 75 mm
Înălțimea necesară a discului de presiune va fi :
hd= 5 mm (2.23)
Calculul elementelor de fixare și ghidare ale discului de presiune: vom utiliza soluția de fixare cu arcuri lamelare fixate pe disc și carcasă prin nituri:
Grosimea lamelelor va fi s = 1 mmRaza de prindere a lamelelor va fi:red / 2 +10 = 79,5 mmForța ce solicită lamelele și niturile este:
F1=Mc x 1000 ÷ 125= 4028 N (2.24)Dar cum momentul este preluat de 3 arcuri lamelare, forța ce solicită un singur arc va fi:
f = F1 / 3 = 1343 N (2.25)
87
Diametrul niturilor se va calcula cu formula:
d= f÷σta÷s=4,184 mm (2.26)
unde σ ta = 321 pentru OLC 10.Vom alege din STAS d = 5 mm
Caracteristica arcului diafragmă a fost construită intenţionat să dezvolte o forţă de presiune mai mare ,pentru a putea compensa efectul arcurilor lamelare.
Fig 2.5 Arc lamellar,[11]
Dimensionarea se va face ținând cont de formula deformației acestui tip de arc :
f = 4 ∙F ∙ l3
E ∙b ∙h3 (2.27)
unde: 1 este lungimea arcului; E modulul de elasticitate; F forţa ce solicită arcul; b lăţimea arcului; h grosimea arcului.Considerind o forţa de 100 N dezvoltată de cele trei arcuri suficientă la capătul debreierii, b = 15 mm, h = l mm, l = 30 mm, și ținând cont de faptul că o lamela se comportă
precum două arcuri, unul în prelungirea celuilalalt , vom obţine o prestrîngere a arcului (cu discul de presiune în poziţia maximă de debreiere) de 3 mm.
Considerând cursa discului de presiune la debreiere de 2 mm, săgeata arcului în 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; lățimea arcului b = 8 mm; lungimea totală L = 60 mm;
88
2.1.7 Calculul și 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 în calcul o raza medie rm.
Niturile sunt confecționate din Aluminiu (τ fa = 100…120 daN/cm2)
Raza medie se calculeaza cu formula:
(2.28)
Lungimea părții active a nitului este ln = 0,5 cmNumărul niturilor de fixare este zg =24Diametrul nitului de fixare este dng = 0,5 cm
Verificarea niturilor la forfecare:
f
Mc 100
rm zg a29.2364
daN
cm2
a (2.29)
Mc = 51 daNa = 9,8 cmrm = 1,1125 cm
Verificarea niturilor la strivire:
s
Mc 10
rm zg dng ln81.862
daN
cm2
a
(2.30)
2.1.8 Elementul elastic suplimentar
Prin introducerea în transmisia automobilului a unui element elastic suplimentar se reduc sarcinile dinamice care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului și se modifică caracteristica elastică a transmisiei înlaturându-se astfel posibilitatea apariției rezonanței de înaltă frecvență.
Pentru calculul arcurilor ce formează elementul elastic suplimentar, momentul limită care le solicită și care limitează rigiditatea lor minimă se consideră a fi momentul capabil atingerii limitei de aderență la roțile motoare ale automobilului dat de relația:
89
rm
De Di
4 1011.125
mm
Mc= (Gad x φ x rd)÷(isv1 x i0)= 26,02 daNm
unde:
- Gad = 847,8 [daN] - greutatea aderentă;
- rd = 0,308 [m] - raza dinamică a roților;
- j = 0,6 - coeficientul de aderență;
- is1 = 2,736 - raportul de transmitere în prima treaptă din cutia de viteza;
- i0 = 2.2 - raportul de transmitere al transmisiei principale.
Daca R
med este raza medie de dispunere a arcurilor și dacă se consideră că toate arcurile
participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forța de calcul este :
Fc=Mc÷z÷Rmed=24,09 N
Rmed = 0.06 m
Din condiția că amplitudinea unghiulară pe care trebuie să o admită elementul elastic să se situeze în intervalul q = ± (7....10)0 se obține pentru săgeata arcului valoarea maximă:
f Rm sin q( ) 8.3504 mm
θ = 8o
Din relația săgeții rezultă diametrul sârmei arcului:
90
d=(8 x Fc x c2 x n)÷(G x f)= 1,74 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 că forţa care comprimă arcul până la opritor va fi forţa determinată de momentul maxim dezvoltat de motor. Arcurile vor avea următoarele caracteristici: numărul arcurilor: na = 6; diametrul sirmei: d = 1,74 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:
js = 0,1∙d = 0,174 mm; lungimea arcului in stare libera:
L0 = ( n + 2 )∙d + (n + l)∙js =11,31 mm; lungimea ferestrei lf se face mai mica cu 15...20% decât lungimea arcului în stare liberă:
lf = L0∙ (l - 0,2) = 9,04 mm; diametrul exterior al flanșei 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
91
2.1.9 Calculul și proiectarea arborelui ambreiajului
Arborele ambreiajului este solicitat la torsiune de către momentul de calcul al ambreiajului Ma. El are o porțiune canelată pe care se deplasează butucul discului condus.Diametrul interior are valoarea: di=23,76 mm; (2.31)
Valoarea definitivă a diametrului se determină în funcție de dimensiunile standardizate ale arborilor canelați, diametrul Di determinat, reprezintă diametrul de fund necesar canelurilor adoptate.
Adopt conform STAS 7346-85 arbore canelat cu caneluri dreptunghiulare clasa mijlocie, cu dimensiunile:
Tabel 2.3. Valorile parametrilor arborelui canelat,[2]Diametrul nominal D
Dd pd z Arbore Butuc
de di r1 De Di 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 adoptă din STAS după care se adoptă și celelalte elemente ale canelurii. Se alege din STAS 1768-68 arbore canelat din seria ușoară 18 x 28 x 30. Forța F care solicită canelurile se consideră că este aplicată la distanța rm față de axul arborelui și se determină cu relația :
F=4 x Mc x 1000 ÷(de+di)= 37151 N (2.32)
Înălțimea danturii este:
hde di
2
34 282
3 mm
(2.33)
Verificarea la strivire se face pe baza relației:ps=F÷(z x h x l)=24,28 MPa (2.34)
Efortul unitar la forfecare se determina utilizând:τf=F÷(z x l x b)=10,4 mm (2.35)
92
unde b = 7 mm – lățimea canelurii.
2.1.10 Calculul si verifcarea elementelor de fixare și ghidarea părții conducătoare pe volant
Carcasa ambreiajului va fi montată cu ajutorul unor știfturi de centrare, în număr de 3, și a unor șuruburi de fixare în număr de 6.Știfturile vor fi solicitate la forfecare, iar șuruburile la întindere.Știfturile se vor dimensiona la forfecare; vom considera raza cercului purtător egală cu Rb = 125 mm, iar materialul OL50:Mc = 576000 Nmm, σc = 290 (OL50), Rb = 125 mm, c = 3
T=Mc÷Rb÷6=768 N (2.36)
d= sqrt((4 x T)÷(τf x π))= 3,8 mm (2.37)
unde τf =σc x 0,7 ÷ c=67,6666 (2.38)
Șuruburile de fixare sunt solicitate la întindere de forța maximă de apăsare a ambreiajului, considerând garniturile de frecare uzate astfel încât să ne găsim pe maximul caracteristicii arcului diafragmă. Rezultă astfel forța ce întinde șuruburile F = 6770.5 N; vom lua în considerare și un coeficient de siguranță β = 1,1; șuruburile vor fi confecționate din OL 37; numărul șuruburilor va fi de 6.
Fc = F∙β = 7447,6 N (2.39)
a
c
c
290
3.582.8571
MPa (2.40)
d3
Fc
a 62.1837
mm (2.41)
Se observă că 6 șuruburi sunt suficiente pentru a prelua sarcina.
93
Cap 3.Calculul ș i proiectarea sistemului de acționare al ambreiajului.
3.1 Calculul manșonului de debreiere
Manșonul de debreiere (Fig 3.1) va fi de tip manșon de debreiere cu cilindru hidraulic integrat. Rulmentul manșonului de debreiere este un rulment ce trebuie să fie capabil de o forță axială egală cu forța necesară acționării arcului diafragmă, Q = 3198,4 N. Întrucât
Fig 3.1 – Manșon de debreiere, [2]
rulmenții axiali sunt limitați de turația maximă vom folosi un rulment radial axial cu bile pe un singur rând.
3.2 Calculul rulmentului radial axial
Pentru rulmenții axiali care suportă sarcini pur axiale, sarcina convențională Q și coeficientul capacității de lucru se calculează cu următoarele formule:
Q = (R +m.A) .Kb.Kt
.Kh (3.1)
(3.2)
unde: A = 3300 N este sarcina axială; R este sarcina radială și o putem considera 0; Kb =1,2 este un coeficient de siguranță a cărui valoare este determinată de caracterul
sarcinii și de condițiile de lucru; Kt =1,05 este coeficientul de temperatură;
94
C Q3
n h 5.3953 105
Kh =0,05 depinde de inelul rotitor; n = 4800 rot/min este turația rulmentului; h =1000 ore reprezintă numărul de ore de funcționare.
Rezultă astfel C = 53953; consultând catalogul și ținând cont de diametrul arborelui ambreiajului, de diametrul dispunerii capetelor pârghiilor de acționare ale arcului diafragmă vom alege rulmentul 36208.
3.3 Calculul mecanismului de acționare
Ambreiajul proiectat va avea acționare hidraulică, schema fiind prezentată în Fig 3.2.
Fig 3.2 – Alcătuire sistem de acționare, [2]
Unde: 1- placa de presiune; 2 - carcasa interioară a ambreiajului; 3 - arcul diafragma; 4 - inelul de debreiere ; 5 - rulmentul radia axial; 6 - partea mobilă ce joacă rol de piston a manşonului de debreiere; 7 - partea fixă a manşonului de debreiere ; 8 - arborele
95
ambreiajului; 9 - corpul pompei; 10 - rezervorul de ulei hidraulic; 11 - tija și pistonul pompei; 12 - pedala de acţionare; 13 - garnituri de etanșare; 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 activă a pistonului pompei; Ac - suprafaţa activă a cilindrului receptor; La - lungimea pedalei de acţionare ; Lp - lungimea de la articulaţia pedalei pînă la îmbinarea cu tija pompei.Pentru demararea calculului va trebui sa determinăm următorii: Sm, Fa, La, Lp ,Sa.
Pentru determinarea lui Sm vom folosi următoarele formule:
q1 fc eb c
9105 28140 105
19.8mm (3.3)
q2 Q c e( )
224 z E l
1.25 3198.4 105 28( )2
24 18 250.0105
mm (3.4)
q q1 q2 19.81mm (3.5)
Va rezulta cursa manșonului Sm = 20 mmForța de apăsare a pedalei de acționare Fa se recomandă a fi de circa 200 N, iar cursa pedalei Sa de 200 mm; lungimea pedalei de acționare La va fi 300 mm, iar dimensiunea Lp va avea valoarea 50 mm.
Fp
Fa La
Lp
1.2 103
(3.6)
(3.7)
(6.48)Pentru a determina diametrele constructive ale pompei și cilindrului receptor putem scrie:Q Ac Fp Ap
adică:
Ac
dce2
dci2
4989.6017
mm2 (3.8)
96
Sp
Q Sm
Fp
53.3073
Ap
Q
Fp
Ac 2.6376 103
mm2 (3.9)Alegem constructiv dci deoarece suntem limitați de diametrul arborelui și grosimea corpului fix al manșonului de debreiere : dci = 38 mm si dp = 25 mm. Va rezulta astfel dce = 52 mm.
Bibliografie:
[1] Andreescu, Cr.- Dinamica autovehiculelor, Notițe de curs, an univ. 2014-2015, UPB, Facultatea de Transporturi[2] Oprean, M.- Transmisii de autovehicule, Notițe de curs, an univ. 2014-2015, UPB, Facultatea de Transporturi[3] *****, -www.auto-data.net[4] *****,-www.ultimatespecs.com[5] *****,-www.carinf.com[6] Andreescu, Cr. ș.a-Aplicații numerice la studiul fiabilității automobilelor, Editura Magie, București, 1996[7] Stoicescu, A.- Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale automobilelor, Editura Tehnică, București, 2007[8] Mateescu,V.-Compunerea, organizarea și propulsia automobilelor, Litografia UPB, 1997[9] Tabacu, Șt., ș.a- Dinamica Autovehiculelor-Îndrumar de proiectare, Editura Universității din Pitești, 2004[10]*****,-www.theblueprints.com[11]*****,-www.rasfoiesc.com[12]*****,-www.marso.ro
97
98
99
