Universitatea Politehnica BucuretiFacultatea de TransporturiDepartamentul Autovehicule Rutiere

PROIECT Automobile I

Cadrul didactic ndrumator:S.l. dr. ing. Laurentiu PopaStudent: Popoiu IustinGrupa: 8301A

An universitar 2013-2014TEM DE PROIECT

Sseefectuezeproiectareageneral,funcional, privinddinamicatraciuniii a ambreiajului pentru un automobil avnd urmtoarele caracteristici:

Tipulautomobilului: autocamion Caroseria: cap tractor Numrul depersoane(locuri) n cabin: 2 Sarcinutil: 5900 kg Viteza maxim n palier: 90 km/h Panta maxim: 29% Alte particulariti: formula roilor 4x2

Memoriu tehnic justificativ

Partea I

1. Alegerea unui numr adecvat de modele similare de automobile (minim 5), analiza particularitilor constructive i a principalelor caracteristici dimensionale, masice, energetice. Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta conform cerinelor temei.2. Studiul organizrii generale i a formei constructive pentru autovehiculul impus prin tem. 2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali i masici ai automobilului, precum i a subansamblurilor lui. 2.2 Determinarea formei i a dimensiunii spaiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere. 2.3 ntocmirea schiei de organizare general. 2.4 Determinarea poziiei centrului de mas al autovehiculului, att la sarcin nul ct i la sarcin util maxim constructiv. Determinarea ncrcrilor statice la puni i a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere i stabilitatea longitudinal a automobilului n strns legtur cu panta maxim impus prin tem. 2.5 Alegerea anvelopelor i a jantelor.3. Determinarea coeficientului de rezisten la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezisten a aerului, a ariei seciunii transversale maxime a automobiului i a randamentului transmisiei.4. Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare n funcie de viteza automobilului.5. Predeterminarea caracteristicii de turaie, de sarcin total a motorului din condiia de vitez maxim n palier, alegerea motorului i precizarea principalilor parametrii ai motorului ales.6. Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere a transmisiei principale. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze.

Partea a II-a

1. Studiul tehnic al soluiilor constructive posibile pentru ambreiaj i alegerea variantei ce se va proiecta.2. Calculul de dimensionare i verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.3. Calculul i proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore ambreiaj, elemente de fixare i ghidare).4. Calculul i proiectarea sistemului de acionare al ambreiajului.

Materialul grafic (plan desen tehnic) va cuprinde:

1. Desen de ansamblu al automobilului (3 vederi);2. Desen de ansamblu al ambreiajului ( vedere lateral i seciune longitudinal).

Partea 1 Analiza modelelor similare de autovehicule. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta.

1.1 Alegerea modelelor similare deautovehicule.

Avnd n vedere cerinele temei de proiectare, am realizat alegerea modelelor similare in funcie de similitudinea dimensiunilor de gabarit( lungime, lime, ampatament etc.), a performanelor motorului i a transmisiei( viteza maxim, rapoarte de transmitere etc.) i a caracteristicilor masice ale acestora. Ele se caracterizeaz prin faptul c toate sunt autocamioane, au caroseria de tip cabin dubl, cu 2 locuri, au motoare MAC, au formula rotilor 4X2 i au o vitez maxim n palier pn la 90 km/h. Modelele similare de autovehicule, rezultate n urma consultrii diferitelor site-uri i reviste sunt:

1. Mercedes Benz Actros 1851 [1]

ara de origine: Germania Formula roilor: 4x2, traciune spate Anul apariiei: 2006 Motor: MAC, V8Norma de poluare: Euro 5

2. MAN TGA 19360 [1]

ara de origine: Germania Formula roilor: 4x2, traciune spate Anul apariiei: 2002 Motor: MAC, 6 cilindri in linieNorma de poluare: Euro 3

3. DAF XF 105 [8]

ara de origine: Olanda Formula roilor: 4x2, traciune spate Anul apariiei: 2005 Motor: MAC, V8Norma de poluare: Euro 4

4. Scania P114-GA [6]

ara de origine: Suedia Formula roilor: 4x2, traciune spate Anul apariiei: 2006 Motor: MAC, V6Norma de poluare: Euro 4

5. Volvo FH 400 [7]

ara de origine: Suedia Formula roilor: 4x2, traciune spate Anul apariiei: 2007 Motor: MAC, 6 cilindri in linieNorma de poluare: Euro 5

6. Iveco Stralis AT 440 [5]

ara de origine: Italia Formula roilor: 4x2, traciune spate Anul apariiei: 2004 Motor: MAC, 6 cilindri in linieNorma de poluare: Euro 3

7. Renault Magnum 440 [9]

ara de origine: Frana Formula roilor: 4x2, traciune spate Anul apariiei: 2008 Motor: MAC, 6 cilindri in linieNorma de poluare: Euro 4

1.2 Analiza particularitilor constructive ale modelelor similare.

Tabelul 1.1. Particularitile constructive ale modelelor similare alese (1)[1]Nr.Crt.Denumire AutocamionNumr cilndriDispunere cilindriNorma de poluareNumar valve/cilindruTipinjecie

1Mercedes Benz Actros 18518VEuro 54IDV

2MAN TGA 193606LinieEuro 44IDV

3DAF XF 1058VEuro 44IDV

4Scania P114-GA6VEuro 44IDV

5Volvo FH 4006LinieEuro 54IDV

6Iveco Stralis AT 4406LinieEuro 34IDV

7Renault Magnum 4406LinieEuro 44IDV

Toate cele 7 modele de autocamioane alese sunt prevzute cu motoare cu aprindere prin comprimare(MAC). n ceea ce privete numrul de cilindri, se observ n tabelul 1.4 c predomin motoarele dotate cu 6 cilindri, excepie fcnd autocamioanele marca Mercedes-Benz si DAF, acestea avnd motoare dotate cu cte 8 cilindri. Dintre modelele alese, doar autocamioanele marca Mercedes-Benz i Volvo au motoare Euro 5, acestea avnd cele mai mici emisii de noxe n mediul nconjurtor. n funcie de spaiul disponibil, dar i de preferina constructorului, dispunerea cilindrilor este fie n V, fie n linie. Este preferat injecia direct n volum (IDV), deoarece ofer o putere mai mare a motorului, la un consum mai mic de carburant.

Tabelul 1.2 Particularitile constructive ale modelelor similare alese (2)[1]Nr.Crt.Denumire AutocamionTip distribuieCapacitate rezervor [l]Tip anvelopeVh[cm]

1Mercedes Benz Actros 1851SOHC650295/80R 22.515930

2MAN TGA 19360SOHC380315/80R 22.510510

3DAF XF 105SOHC450315/60R 22.511200

4Scania P114-GASOHC300315/80R 22.510600

5Volvo FH 400SOHC600295/80R 22.513000

6Iveco Stralis AT 440SOHC420315/80R 22.510300

7Renault Magnum 440SOHC510315/70R 22.512000

Distribuia de tip SOHC este singura prezent la mrcile de autocamioane alese ntruct are o arhitectur mai simpl i este mai uor de implementat dect cea de tip DOHC, pstrnd n acelai timp o mare parte din performanele acestui tip de distribuie. Toate cele 7 modele alese au motorul dispus transversal, deasupra axei punii din fa. Viteza maxim este limitat la 90km/h deoarece, la viteze mai mari decat aceasta, cresc foarte mult rezistenele la naintare, determinnd totodat creterea semnificativ a consumului de combustibil.

Figura 1.1 Variaia capacitii rezervorului

n urma analizei grafice din figura 1.1, reiese faptul c cele 7 modele de autocamioane sunt dotate cu un singur rezervor de carburant; volumul acestuia pornete de la valoarea minim de 300 de litri( la Scania) i ajunge la mai mult dect dublul valorii, adic 650 de litri( n cazul Mercedes-Benz).Figura 1.2 Variaia capacitii clindrice

Analiza grafic a figurii 1.2 relev o variaie a capacitii clindrice n intervalul 10300-15930 [cm]. Autocamionul marca Mercedes-Benz este cel care dispune de motorul cu cea mai mare cilindree dintre toatele cele 7 modele alese.

Tabelul 1.3 Particularitile constructive ale modelelor similare alese (3)[1]Nr.Crt.Denumire AutocamionTip schimbtor de vitezeNumr trepte de vitezeRaport transmiteretreapta IRaporttransmitere mararierDiametru ambreiaj[mm]

1Mercedes Benz Actros 1851automat1214.9314.93430

2MAN TGA 19360automat1212.3312.1431

3DAF XF 105manual1612.511.9430

4Scania P114-GAautomat91312.9430

5Volvo FH 400automat161414430

6Iveco Stralis AT 440automat1215.8614.68431

7Renault Magnum 440manual161514.1431

Avand in vedere datele tehnice din tabelul 1.3, se poate observa faptul ca in ziua de azi, sunt preferate schimbtoarele de vitez automate, ntruct sunt mai eficiente la schimbarea treptelor de vitez astfel nct s se obina un consum de carburant cat mai mic la un cuplu motor ct mai mare. Totodat, acestea uureaz mult munca oferului. Se observ deasemenea c raportul de transmitere din treapta I este, cu mici excepii, foarte apropiat de cel din treapta de mararier. Diametrul ambreiajului este irelevant pentru utilizatorul de rnd; totui, se poate remarca faptul c aceast valoare variaz foarte puin n cazul celor 7 mrci de autocamioane alese.

1.3 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori

Principalele dimensiuni analizate sunt:

Cele de gabarit: Lungimea totala: La[mm] Latimea totala: la[mm] Inaltimea totala: Ha[mm]

Cele de organizare: Ampatamentul: A[mm] Consola fa: C1 [mm] Consola spate: C2 [mm]

Tabelul 1.4 Parametrii dimensionali ale autocamioanelor alese[1]Nr.Crt.Denumire AutocamionGabarit[mm]Organizare[mm]

LalaHaAC1C2

1Mercedes Benz Actros 185161172494385039001140770

2MAN TGA 1936058752400310936001475800

3DAF XF 10559602450350036001370990

4Scania P114-GA59902470340337001495850

5Volvo FH 400573524744199340013021033

6Iveco Stralis AT 440620825502985365014101048

7Renault Magnum 440608224532906360314071042

Figura 1.3 Variaia lungimii maxime la modelele studiate

In urma analizei grafice din figura 1.1 se poate observa o variaie a lungimii maxime, n cadrul celor 7 modele studiate, cuprins ntre 5735 mm cea mai mic valoare, apartinnd productorului Volvo i 6208 mm cea mai mare valoare, aparinnd productorului Iveco.Figura 1.5 Variaia limii maxime la modelele studiate n urma analizei grafice din figura 1.2, se poate observa o variaie destul de mic a limii maxime, n cadrul celor 7 modele studiate, cuprins ntre 2400 mm cea mai mic valoare ,aparinnd productorului MAN i 2550 mm cea mai mare valoare, aparinnd productorului Iveco.

Figura 1.4 Variaia nlimii maxime la modelele studiate

n urma analizei grafice din figura 1.3 se poate observa o variaie a nlimii maxime, cuprins ntre 2906 mm cea mai mic valoare, aparinnd productorului Renault i 4199 mm cea mai mare valoare, aparinnd productorului Volvo.

1.4 Analiza parametrilor masici ale autocamioanelor alese

Principalii parametri masici considerai n aceast analiz sunt: Masa proprie: m0 [kg] Masa total: ma [kg] Coeficientul de tar: Masa util pe a: mun [kg] Masa proprie liniara: m0L[kg/mm]

Tabelul 1.5Variaia principalilor parametri masici[1]Nr.Crt.Denumire Autocamionm0 [kg]ma [kg]mun [kg]m0L [kg/mm]

1Mercedes Benz Actros 185171601326061001.171.83

2MAN TGA 1936072001310059001.222

3DAF XF 10575991334957501.322.11

4Scania P114-GA75031333358301.282.02

5Volvo FH 40072001300058001.242.11

6Iveco Stralis AT 44080951399559001.372.21

7Renault Magnum 44074321313257001.32.06

Coeficientul de tara reprezint raportul dintre masa proprie i masa util nominal. [1.1]

[1.2]

Conform tabelului 1.5, modelele de autocamioane alese au coeficieni de tar apropiai ca valoare deoarece toate sunt destinate exclusiv transportului de marf. Se poate observa deasemenea faptul c toate autocamioanele au masa maxim constructiv limitat la 40000 kg. Astfel, pn n aceast valoare a masei, constructorul de autocamioane garanteaz pentru durabilitatea produselor sale. O alt tendin ce reiese din figura 1.4 este aceea c autocamioanele cu mase proprii mai mici, au sarcini utile ceva mai ridicate, fiind astfel mai eficiente.

Figura 1.6 Variaia principalilor parametri masici

In urma analizei grafice a figurii 1.6, se observa o variatie a maselor proprii ale modelelor de autocamioane alese in inervalul 7160-8095[kg].

1.5 Analiza parametrilor energetici

Principalii parametri masici considerati in aceasta analiza sunt: Puterea maxima: Pmax [kW] Turaie de putere maxima: n1[rpm] Cuplul maxim: Cmax[N*m] Turaie de cuplu maxim: n2[rpm] Puterea specifica: Psp [kW/kg]

Puterea specifica reprezint raportul dintre puterea maxima a autocamionului i masa sa proprie.

[1.2]

Tabel 1.6Variaia parametrilor energetici[1]Nr.Crt.Denumire AutocamionPmax [kW]n1 [rpm]Cmax [N*m]n2 [rpm]Psp [kW/kg]

1Mercedes Benz Actros 18514051800260019200.056

2MAN TGA 193603401800180012000.047

3DAF XF 1053751600200012000.049

4Scania P114-GA3801800175013000.05

5Volvo FH 4004001800220013000.055

6Iveco Stralis AT 4403551800190012000.044

7Renault Magnum 4403231900195013000.043

Figura 1.7 Variaia puterii maxime

In urma analizei grafice a figurii 1.7, se constata faptul ca puterea maxima ia valori in intervalul 323-405[kW] la toate cele 7 modele de autocamioane alese.

Figura 1.8 Variaia cuplului maxim

In urma analizei grafice a figurii 1.8, se poate observa o variatie a cuplului maxim intre valoarea minima de 1750[N*m] si valoarea maxima de 2600[N*m].1.6 Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta conform cerinelor temei se va proiecta un cap tractor, cu spaiu n cabin pentru 2 persoane, motor MAC V8 supraalimentat, Euro 5 si un schimbator de viteze automat cu 12 trepte de viteze.Dup studiul celor 7 modele de autocamioane n funcie de parametrii dimensionali, parametrii masici, parametrii constructivi i parametrii energetici se va alege un model preferenial n funcie de caracteristicile impuse prin tem, de care se va apropia capul tractor ce urmeaz a fi proiectat n capitolele ce vor urma. Modelul ales este Mercedes-Benz Actros 1851 datorita performantelor sale superioare

Figura 1.9 Forma constructiv preliminar a autocamionului ce va fi proiectat

Capitolul 2

2.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai automobilului de proiectat

Pentru predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai automobilului impus prin tema de proiect, parametrii analizati la studiul modelelor similare de automobile alese, se va utiliza metoda histogramelor, metoda ce are la baza stiudiul cu ajutorul interpretarii grafice. Evidentierea distributiei valorilor parametrilor in functie de numarul de modele similare se realizeaza cu ajutorul subintervalelor de observare. Dimensiunea acestor subintervale difera in functie de parametrul analizat si are la baza relatia:

xmax reprezinta valoarea maxima a parametrului pentru care se calculeaza dimensiunea subintervalului xmin reprezinta valoarea minima a parametrului pentru care se calculeaza dimensiunea subintervalului n reprezinta numarul de modele similare la care se cunoaste dimensiunea parametrului analizat x reprezinta dimensiunea subintervalului de observare

Valorile parametrilor folosite in calcule vor fi cele din tabelele 1.4 si 1.5.

Dupa determinarea valorii subintervalului de obsevare, se va calcula numarul de subintervale de observare cu relatia:

Datele obtinute in urma efectuarii calculelor vor fi centralizate in tabelul 2.1.Tabelul 2.1 Dimensionare intervalelor de observare si numarul de interval pentru analiza parametrilor dimensionali[1]Nr.CrtParametru[mm]xminxmaxnlg(n)x[mm]

k

1La5735611770.8451004

2la2400255070.845404

3Ha2906419970.8453404

4A3400390070.8451314

5C11140147570.845884

6C2770104870.845734

Se cunosc valorile parametrilor masici la toate cele 7 modele de autocamioane alese, astfel ca valoarea parametrului ,,n din tabelul 2.1 va fi 7. In urma efecturarii calculelor, s-a obtinut valoarea 4, ca numar de subintervale de observare, pentru fiecare parametru masic in parte.

Histograma 2.1 Distributia valorilor lungimii totale a autocamionului in functie de numarul de modele alese

In urma analizei grafice a histogramei 2.1, se observa o tendinta crescatoare in ceea ce priveste lungimea totala a modelelor de autocamioane alese. 3 dintre modelele alese au lungimea totala cuprinsa in intervalul 6020-6117[mm].

Histograma 2.2 Distributia valorilor latimii totale a autocamionului in functie de numarul de modele alese

In urma analizei grafice a histogramei 2.2, iese in evidenta faptul ca 4 dintre modelele de autocamioane alese au latimea totala cuprinsa in intervalul 2437-2475[mm].

Histograma 2.3 Distributia inaltimii totale a autocamionului in functie de numarul de modele alese

In urma analizei grafice a histogramei 2.3, se observa o tendinta descrescatoare in ceea ce priveste lungimea totala a modelelor de autocamioane alese. 3 dintre modelele alese au latimea totala cuprinsa in intervalul 2906-3229[mm].

Histograma 2.4 Distributia ampatamentului al autocamionului in functie de numarul total de modele alese

In urma analizei grafice a histogramei 2.4, iese in evidenta faptul ca 3 dintre modelele de autocamioane alese au ampatamentul cuprins in intervalul 3525-3650[mm].

Histograma 2.5 Distributia consolei fata a autocamionului in functie de numarul total de modele alese

In urma analizei grafice a histogramei 2.5, iese in evidenta faptul ca 4 dintre modelele de autocamioane alese au consola fata cuprinsa in intervalul 1389-1475[mm].

Histograma 2.6 Distributia consolei spate a autocamionului in functie de numarul total de modele alese

In urma analizei grafice a histogramei 2.6, iese in evidenta faptul ca 4 dintre modelele de autocamioane alese au consola spate cuprinsa in intervalul 977-1048[mm], in timp ce, niciunul dintre cele 7 modele nu au consola spate cuprinsa in intervalul 908-977[mm].

Tabelul 2.2 Dimensionare intervalelor de observare si numarul de interval pentru analiza parametrilor dimensionaliNr.CrtParametru

xmin[mm]xmax[mm]nlg(n)x[mm]

k

1m07160809570.8452464

2mun5700610070.8451054

31.171.3270.8450.1054

Histograma 2.7 Distributia masei proprii a autocamionului in functie de numarul de modele alese

In urma analizei grafice a histogramei 2.7, iese in evidenta faptul ca niciunul dintre modelele de autocamioane alese nu are ampatamentul cuprins in intervalul 7627-7861[mm]. n schimb, cte 3 dintre modelele alese au masa proprie cuprins n intervalul 7160-7394[mm], respectiv 7394-7627[mm].

Histograma 2.8 Distributia coeficientului de tara a autocamionului in functie de numarul de modele alese

Analiza grafica a histogramei 2.8 releva faptul ca 3 dintre modelele de autocamioane alese au coeficientul de tara cuprins in intervalul 1.17-1.21 . Alte 2 modele au coeficientul cuprins in intervalul 1.24-1.28. Histograma 2.9 Distributia masei utile a autocamionului in functie de numarul de modele alese

Conform formulei [1.1], rezulta faptul ca sarcina utila este egala cu raportul dintre masa proprie a autocamionului si coeficientul de tara. Alegand pentru coeficientul de tara o valoare medie, 1.25, rezulta: [2.3] Pentru autocamionul dat prin tema s-a urmarit ca masa proprie liniara sa aiba o valoare medie, respectiv 2 kg/mm. Conform formulei (1.1) putem calcula masa proprie a automobilului.

Vom considera:

De asemenea vom considera ca autocamionul are o capacitate de incarcare de 5900 [kg]. Putem calcula masa totala a automobilului.

[2.4] In cazul de fata:

In urma analizelor grafice realizate in cadrul partii a-II-a a prezentei lucrari, pot fi predimensionati principalii parametri dimensionali si masici ai autocamionului ce va fi proiectat. Astfel, tinand cont de forma histogramelor 2.1, 2.2, 2.3, 2.4, 2.5, 2.6, 2.7, dar si de valorile parametrilor modelului de autocamion preferential ( Mercedes-Benz Actros 1851) s-au ales urmatoarele valori: Lungimea totala La: 6050[mm] Latimea totala la: 2466[mm] Inaltimea totala Ha: 3550[mm] Ampatament A: 3620[mm] Consola fata C1: 1425[mm] Consola spate C2: 1011[mm] Masa proprie m0: 7324[kg] Coeficientul de tara : 0.43[-] Masa util mun : 5900[kg]Repartizarea maselor pe subansamble

Principalele subansamble, masa si forma lor, precum si procentajul din masa proprie sunt prezentate in Tabelul 2.3. Predeterminarea maselor principalelor subansambluri se face ca procent din masa proprie a autovehiculului i se refer la greutatea automobilului complet echipat, far persoane la bord.Tabelul 2.3 Repartizarea maselor pe subansambleNr.crt.SubansambluProcent recomandatProcent alesMasa calculataForma simplificata

[-][-][%][%][kg][-]

1Motor complet echipat14-17181332Dreptunghi

2Ambreiaj + schimbator de viteze + transmisie principala + diferential +arbori planetari20201480Dreptunghi

3Rezervor de combustibil0.9-1.31.5111Dreptunghi

4Sistem de evacuare2,52.5185Dreptunghi

5Roti fata2,93222Cerc

6Roti spate66444Cerc

7Punte fata7.5-8.56444Dreptungi

8Punte spate15-1610740Dreptunghi

9Sistem de directie1,772148Dreptunghi

10Sistem de racire-1,8133Dreptunghi

11Acumulator si instalatie electrica1,71,7125Dreptunghi

12Sistem de franare-0,537Dreptunghi

13 Discuri frana fata-1,8133Cerc

14 Discuri frana spate-1,6118Cerc

15 Suspensie fata64296Dreptunghi

16 Suspensie spate6,254296Dreptunghi

17Portiere + Pat -2,3170Dreptunghi

18Aripi fata-0.751.8Trapez

19Aripi spate-0.537Trapez

20Bara fata-0,537Dreptunghi

21 Bara spate-0,537Dreptunghi

22Suprafata vitrata-1,288.8Dreputnghi

23Scaune + Pat-1,4103.6Triunghi

24Plansa de bord-2,5185Dreptunghi

25 Mecanism agatare semiremorca105300-

Total7324

Majoritatea parametrilor, au fost estimati datorita faptului ca bibliografia existenta nu contine toate datele tehnice cerute in proiect. Din aceasta cauza valorile sumelor maselor si a procentelor vor avea o marja de eroare.Automobilul impus prin tema va fi echipat cu un motor cu 8 cilindri amplasati in V, dispus longitudinal,avand lungimea L=730 mm si latimea l=629 mm.Forma simplificata a acestuia este un dreptunghi.Transmisia este reprezentata ca un dreptunghi si va transmite puterea doar rotilor puntii spate care au un diametru D=571 mm. Deasemenea puntea fata dispune de frana pe disc al carui diametru D=230 mm. Rotile vor fi reprezentate de cercuri.Rezevorul de combustibil va avea 400 litri. Se va reprezenta sub forma unui patrat.Se considera faptul ca masa instalatiei electrice este concentrata in radiator. Acesta este reprezentat ca un dreptunghi cu lungimea de 200 mm si inaltimea de 100 mm. Sistemul electric se va concentra in acumulator,sub forma unui dreptunghi cu L=150 mm si l=100 mm. Mecanismul de agatare al semiremoremorcii, un dispozitiv caracteristic al acestui tip de autocamion, va fi reprezentat de un dreptunghi cu lungimea L=600 mm si latimea l= 80mm.

2.2 Determinarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere Procesul de dimensionare a postului de conducere trebuie efectuat astfel nct s fie respectate normele n vigoare i limitrile impuse de fiziologia conductorului autovehiculului.Acestuia trebuie s i se asigure un spaiu i o poziie corespunztoare, astfel nct: postura s fie comod; s nu produc oboseal excesiv i mbolnvire; s existe libertate de micare pentru acionarea volanului, manetelor de comand i a pedalelor. Organizarea postului de conducere i dimensiunilor acestuia are n vedere amplasarea scaunelor i a banchetelor pentru pasageri, verificarea i stabilirea dimensiunilor realizndu-se cu ajutorul manechinului bidimensional.n urma determinrilor antropometrice se stabilesc asa-numitele grupe dimensionale reprezentative. Grupa reprezentativ x% (0 < < 100) este definit de persoane reprezentative avnd unele dimensiuni ale corpului mai mari dect dimensiunile corespunztoare a % persoane din ntreaga populaie adult.Se au n vedere trei grupe reprezentative: 10%, 50% i 90%. Corespunztor acestor grupe n STAS R 10666/2 i STAS R 10666/3 se definesc manechinele tridimensionale i bidimensionale. Pentru toate cele trei grupe dimensionale lungimea torsului se consider aceeai, diferenele apar la lungimea coapselor i a gambelor.Conform acestor tipodimensiuni se va alege ca referin manechinu bidimensional de 90%

Pentru postul de conducere s-au considerat urmatoarele dimensiuni : lungime gamba 478 mm ; lungimea coapsei 400 mm ; inaltimea trunchiului 450 mm. Se considera: unghiul dintre gambele soferului si coapse este ; iar unghiul dintre coape si linia mediana a trunchiului de ; zona pedalierului are 420 mm ; Se va realiza schita postului de conducere. Acest model de manechin este caracterizat de o lungime a gambei, ls, de 400 [mm] si de o lungime a coapsei, lt, de 400 [mm]. Figura 2.1 Dimensionare manechin

Figura 2.2 Dimensionare pedalier

Figura 2.3 Dimensionare habitaclu

2.3 Intocmirea schitei de organizare generala Figura 2.4 Schita de organizare generala a modelului preferential de autocamion

Soluia clasic (figura 2.4) este soluia la care motorul este amplasat n fa, iar puntea motoare este dispus n spate (roi motoare la puntea din spate). Soluia clasic, care impune divizarea echipamentului de traciune n mai multe grupuri de agregate, permite o elasticitate mai mare n organizarea de ansamblu a automobilului i predomin la automobilele fabricate n Statele Unite ale Americii. Aceast soluie este aplicat n general la automobilele de dimensiuni i capacitate cilindric mari i prezint att avantaje, ct i dezavantaje. Ca avantaje se pot meniona: - o ncrcare echilibrat a punilor - o mrire a posibilitii de intervenie la agregatele motor transmisie - o uzur uniform a pneurilor. - accesibilitate buna la motor si transmisie

Ca dezavantaje: - reducerea stabilitii datorit ridicrii centrului de greutate - greutate aderent mai mic fa de soluia totul spate;- existenta unor vibratii produse de transmisia longitudinala;- costuri mai ridicateSolutia clasica se intalneste mai ales la motoarele cu capacitata mai mare de 2000 cm3.

2.4 Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului

Pentru determinarea centrului de masa se vor considera subansamblele din Tabelul 2.3 pentru care se vor determina grafic distantele de la originea centrului axelor, pe verticala si orizontala, pana la subansamblul respectiv.

Centru de greutate se va determina pentru 2 situatii:

1. automobilul neincarcat,sarcina utila nula (sofer + rezervorul plin) 2. automobilul complet incarcat,sarcina utila maxima(pasagerii + bagaje)

Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relatiile:[2.5][2.6]In care - este masa subansamblului j, in kg;- , coordonatele cetrului de greutate al subansamblului j fata de sistemul de axe xoz ales in mm.

Automobilul va fi reprezentat in vedere xOz iar sistemul de axe va fi situat in centrul petei de contact al rotilor puntii fata. Axa Ox va avea sensul opus cu sensul de miscare al automobilului iar axa Oz va fi verticala indreptata in sus.

Datele legate de centrul de masa al fiecarui subansamblu si al automobilului incarcat si neincarcat, sunt centralizate in Tabelul 2.4.

Tabelul 2.4 Tabel centralizator pentru determinarea centrului de masa al automobilului in cele 2 situatiiNr.crt.Subansamblu(element)[kg][mm][mm][mm*kg][mm*kg]

1Motor complet echipat1332-8231117-10962361487844

2Ambreiaj + schimbator de viteze 14802948964351201326080

3Rezervor de combustibil111117658813053665268

4Sistem de evacuare18567641112506076035

5Roti fata22204700104340

6Roti spate4443910470868020104340

7Punte fata64404700302680

8Punte spate104039104704066400488800

9Sistem de racire103-12051446-124115148938

10Acumulator si instalatie electrica125120547015062558750

11Portiere100-2941587-29400158700

12Pat + Accesorii70352188124640131670

13Aripi fata51.8-1264646-65475,233462,8

14Aripi spate37458664616968223902

15Cupola + Paravant100032630326300

16Suprafata vitrata88.8-7642322-67843,2206193,6

17Scaune 103.6-2801600-29008165760

18Plansa de bord185-11171734-206645320790

19Arbore cardanic110246955927159061490

20 Mecanism agatare semiremorca30039109701173000291000

21Conducator auto80-470147037600117600

7324--58335515999943

22Pasageri160

23Bagaje101632058163020580

24Marfa5900400022082360000013027200

13394--

Se observa ca centrul de greutate al automobilului complet incarcat se deplaseaza cu 237 mm pe axa X si cu 52 mm pe axa Z fata de pozitia centrului de greutate al automobilului neincarcat Incarcarile statice la cele doua punti corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt reprezentate de relatiile :

[2.7]

respectiv [2.8]

unde

Din relatiile (2.7) si (2.8) rezulta valorile incarcarilor statice:

0.6% = 0.4%

Figura 2.5 Pozitionarea centrelor de greutate(Cg0 si Cg1) in cazul modelului de autocamion ce urmeaza a fi proiectat

Tabelul 2.4Valorile medii pentru parametrii centrului de greutateParamentruStareaTipul automobilului

Autocamion

gol0,45..0,54

incarcat0,49..0,55

gol0,16..0,26

incarcat0,17..0,26

Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinaleInca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut in vedere si parametrii geometrici ai capacitatii de trecere.Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime de Intervalele recomandate ai parametrilor geometrici ai capacitatii de trecere se gasesc in tabelul 2.5.

Tabelul 2.5 Parametrii geometrici ai capacitatii de trecereTip automobilGarda la sol [mm]Unghiul de atac []Unghiul de degajare []

Autoturism150..20020..3015..20

Autocamion240..30040..6025..45

Autobuz220..30010..406..20

Pentru automobilul impus prin tema parametrii geometrici de trecere alesi sunt:- Garda la sol: hs=250 mm- Unghiul de atac: 1=50- Unghiul de degajare: 2=35- Raza longitudinala de trecere: 5527 mm- Raza transversala de trecere: 2547 mmExpresiile unghiului limita de patinare sau de alunecare (cand rotile motoare ajung la limita de aderenta) sunt: (2.9) In cazul autocamionului impus prin tema . De unde rezulta La deplasarea cu panta maxima de nu trebuie sa se produca rastunarea automobilului. Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia : (2.10)In cazul autocamionului impus prin tema Conditiile de stabilitate longitudinala , la deplasarea autocamionului pe panta maxima impusa sunt:(2.11)In cazul autocamionului impus prin tema se respecta conditiile de stabilitate longitudinala.

In Figura 2.8 este reprezentata variatia unghiului pantei in functie de .

2.5 Alegerea anvelopelor i stabilirea caracteristicilor acestora

Anvelopele automobilelor se fabric ntr-o mare varietate de tipuri i de dimensiuni, care se realizeaz n concordan cu anumite norme i standarde. n ara noastr, standardele stabilesc att terminologia aferent acestui domeniu, ct i tipurile i dimensiunile pneurilor. Pe lng aceastea, exist diferite standarde privitoare la condiiile de fabricare i de verificare ale pneurilor.O caracteristic esenial a unei anvelope o reprezint capacitatea portant, care este definit prin ncrcarea radial maxim suportat de acesta. La aceast ncrcare se asigur rularea n condiii de siguran pentru un parcurs dat, n condiii precizate de constructor.Fiind alese numrul de pneuri la fiecare punte, ncrcarea static pe pneu corespunde sarcinii utile maxime calculate a automobilului va fi: [2.12]unde este numrul de pneuri la puntea j.

Capacitatea portant necesar a pneului va fi:; [2.13]unde se alege pentru autocamioane. Din standarde, norme sau cataloage de firm se alege pneul cu capacitatea portant astfel incat .

Tabelul 2.6. Indicele de sarcin I.S.132133134135136137138139140141142143144145

20002060212021802240230023602430250025752625272528002900

Indicele de sarcin s-a ales pentru anvelopele puntii fata si 145 pentru anvelopele puntii spate.Viteza maxim a automobilului s-a impus n tema de proiectare i este de 90 km/h, din tabelul 2.15 se va alege indicele de vitez.

Tabelul 2.7 Indicele de vitez I.V.FGJKLMNPQRSTUHVWY

V [km/h]8090100110120130140150160170180190200210240270300

Indicele de vitez pentru anvelopa aleas, conform cerintei temei de proiectare, va fi .n urma analizei modelelor similare, s-a constatat c majoritatea sunt echipate cu anvelope ce au caracteristicile urmtoare: 315/80R22.5. De aceea, pentru autocamionul proiectat se vor adopta aceleai caracteristici.Autocamionul proiectat va dispune de urmtoarele anvelope i jante: anvelope fata: 315/80R 22.5 133J anvelope spate: 315/80R 22.5 145J Principalele caracteristici ale tipului de pneu ales sunt: latimea sectiunii pneului: Bu= 315mm; diametrul exterior: De= 1075 mm; raza libera: r0= 537.5mm; raza de rulare: rr= r0= 500mm, unde =0.93 este un coeficient de deformare pentru presiunea aerului din pneu mai mic de 6bari; raza statica: rs= rr/1.04= 480 mm;

Capitolul 3 : Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare,in diferite conditii de deplasare

3.1Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintarea) Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilorDaca se considera vitezele pana la cele maxime ale autovehiculelor,in functie si de caracteristicile pneului,se poate folosi exprimarea parabolica de forma:(3.1)unde - reprezint coeficientul de rezisten la rulare la vitez mic; - [h/km] i [h2/km2] coeficieni de influen ai vitezei.Valorile coeficientilor pot fi luati din tabelul 3.1.Tabelul 3.1 Valorile coeficientilor Tip pneu [h/km][]

Diagonalcord metalic1.3295-2.86641.8036

cord textil1.3854-1.213371.6830

Radialsectiune f. joasa

1.6115-9.91302.3214

sectiune joasa

1.6110-1.00022.9152

superbalon

1.8360-1.87252.9554

Anvelopele cu care va fi echipat automobilul studiat au o constructie radiala cu cord metalic, de sectiune joasa. Astfel pentru anvelopa radiala avem:- - - []Se va reprezenta grafic f=f(V) pe baza valorilor centralizate in tabelul 3.2.

Tabelul 3.2 Valorile coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor in functie de viteza de rulareV [km/h]0204050607080 90 100110120130

f [-]0.016110.016120.016230.016430.016510.016810.017120.017730.01800.0190.01950.02

Fig 3.1 Variatia coeficientului de rulare in functie de viteza de rulare

b) Determinarea sectiunii transversale maxime a autovehicululuiAria sectiunii transversale maxime A sau,mai exact, aria protectiei frontale a autovehiculului se obtine prin:- planimetrarea conturului delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu;

- calculul cu relatia:(3.2)unde - latimea sectiunii anvelopei;- inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale;- latimea automobilului;- numarul de pneuri (2-roti simple,4-roti jumelate) coeficient de forma (0.89 pentru autoturisme,1 pentru autocamioane si autobuze) .2 Vedere frontala a autocamionului ce urmeaza a fi proiectat

Valoarea ariei sectiunii transversale maxime, calculata conform relatiei (3.2), este A=8,11 .

c) Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului

Valoarea coeficientului de rezistenta a aerului a fost aleasa avand in vedere faptul ca automobilul se situeaza in categoria cap tractor. S-a ales valoarea coeficientului de rezistenta a aerului .

d) Determinarea randamentului transmieiPentru proiectarea autoturismului,in aceasta faza,se opereaza cu un randament constant mediu al transmisiei :

- 0.92 pentru autoturisme;- 0.9 pentru autocamioane 4x2 si autobuze cu transmisie principala simpla;- 0.85 pentru autocamioane 4x2 si autobuze cu transmisie principala dubla si pentru automobile 4x4;- 0.8 pentru autocamioane cu 3 punti.

Pentru autocaminul studiat s-a ales valoarea randamentului transmisei

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

In timpul miscarii autovehiculului exista mai multe tipuri de rezistente la inaintare. Rezistentele datorate interactiunii autovehiculului cu drumul sunt : rezistenta la rulare,rezistenta la panta si rezistenta aerului.Rezistentele la inaintare se vor calcula in urmatoarele situatii de deplasare a autovehiculului:- deplasare in palier () fara vant ;- deplasare in panta maxima a drumului modernizat () fara vant.Pentru calculul rezistentelor la inaintare se folosesc urmatoarele formule:

- Rezistenta la rulare[daN](3.3)- Rezistenta la panta[daN](3.4)- Rezistenta aerului[daN](3.5)in care k este coeficientul aerodinamic (k=0.0615) este viteza relativa a aerului fata de automobil (3.6)este viteza vantului ().- Puterea corespunzatoare rezistentei[kW](3.7)

In tabelul 3.3 sunt centralizate valorile rezistentelor la inaintare si a puterilor calculate in cazul deplasarii in palier.

Tabelul 3.3 Valorile rezistentelor la inaintare si a puterilor in cazul deplasarii in palier V [km/h] 0 20 40 60 70 80 90 100110120130

p=0% f0.016110.01612 0.016230.016510.016810.017120.017730.01800.0190.01950.02

[daN]404,68404,93407,69414,72422,26430,05445,37452,12478,8491,4504

[daN] 0 0 0 0 0 0 0 0000

[daN] 0 11.46 46.03103.58140.99184.15233.07287.74348.17414.35486.29

404.68416.39 453.54517.9526.7613.48 677.52738.73826.97905.75990.29

[kW] 0 22,49 45,2969,1282,195,56123,71125,58146.3163.8 182

0 0 0 0 0 0 0 0 000

0 0.63 5.09 17.19 27.3 40.76 58.03 79.61106.38138.11175,6

0 23,12 50,38 86,31 109,4 160,21 181,74 216,66252,68301,91357,6

In tabelul 3.4 sunt centralizate valorile rezistentelor la inaintare si a puterilor calculate in cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat.Tabelul 3.4 Valorile rezistentelor la inaintare si a puterilor in cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat V [km/h] 0 20 40 60 70 80 90 100110120130

p=8% f0.016110.01612 0.016230.016510.016810.017120.017730.01800.0190.01950.02

[daN]404,68404,93407,69414,72422,26430,05445,37452,12478,8491,4 504

[daN] 800 800 800 800 800 800 800 800800800800

[daN] 0 11.46 46.03103.58140.99184.15233.07287.74348.17414.35486.29

1204,681216,39 1253,721318,31363,251414,2 1478,441538,861626,971705,51790,29

[kW] 0 22,49 45,2969,1282,195,56123,71125,58146.3163.8 182

0 44,44 88,8 133,33 155,55 177,77 199,99 222,22 244,44 266,66288,88

0 0.63 5.09 17.19 27.3 40.76 58.03 79.61106.38138.11175,6

067,56 139,26 219,64 264,95 314,09 381,73 427,41497,12568,57648,48

Fig 3.3 Variatia rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii automobilului in palier

Fig 3.4 Variatia puterilor corespunzatoare rezistentelor in cazul deplasarii automobilului in palier

Fig 3.5 Variatia rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii automobilului in panta maxima a drumului modernizat (p=8%)

Fig 3.6 Variatia puterilor corespunzatoare rezistentelor in cazul deplasarii automobilului in panta maxima a drumului modernizat (p=8%)

Odat cu creterea vitezei, rezistenele la naintare cresc ceea ce influeneaza i puterile de nvingere ale acestora. Se nregistreaz de data aceasta o cretere a puterii rezistenei la pant, deoarece n acest caz puterea este influenat de viteza automobilului. La viteza maxim de deplasare a autoturismului, Vmax = 130 km/h, componentele sumelor rezistenelor i puterilor n palier au participatiile:

Tabel 3.5 Participatiile procentuale ale rezistentelor la rulare Participatie%

Rrul50,9

Ra49,1

Prul50,9

Pa49,1

La viteza maxim de deplasare a autoturismului, Vmax = 165 km/h, componentele sumelor rezistenelor i puterilor n panta maxim aleas a drumului modernizat au participatiile:

Tabel 3.6Participatiile procentuale ale puterilor corespunzatoare rezistentelorParticipatie%

Rrul28,06

Rp44,54

Ra27,4

Prul28,06

Pp44,54

Pa27,4

Se observ ca n ambele cazuri, a rulrii automobilului la vitez maxima att n palier ct i n panta maxim aleas a drumului modernizat participaiile rezistenelor sunt egale cu cele ale puterilor necesare nvingerii rezistenelor corespunztoare. Deoarece unghiul pantei maxim ales a drumului modernizat nu este foarte mare, rezistena la rulare este mai mica dect cea a rezistenei aerului i a pantei, fiind influenat de cosinusul unghiului. Rezistena aerului depsete valoarea rezistenei la rulare, din cauza ariei seciunii frontale ale automobilului ce urmeaz a fi proiectat, ceea ce influeneaz valoarea coeficientului aerodinamic,care conduce n final la valoarea rezistenei a aerului.

Capitolul 4.Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tema

4.1n predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palierSe impune prin tem o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului n treapta de viteze cea mai rapid (priza directa sau echivalentul ei), n palier. Pentru a avea o anumit acoperire din punct de vedere al puterii, se admite c atingerea lui se obine pe o pant foarte mic =(0,050,3)%, rezultnd n acest fel o putere maxim ceva mai mare dect n cazul deplasrii n palier =0.

Pentru determinarea puterii la viteza maxim se utilizeaz bilanul de puteri la roata: (4.1) Din conditia ca V=Vmax rezulta:, de unde rezulta ca Rd=0 si implicit Pd=0.

Facand inlocuirile in formula (4.1) rezulta: (4.2)unde:

)=(100 km/h)= 0,018 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare corespunzator vitezei maxime; = 25200 daN reprezinta greutatea autovehiculului; p0=0,0019 = calculate pentru p0 din intervalul 0,050.3%, reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului;

Cunoscand toti termenii, din relatia (4.2) se poate determina P=PVmax: (4.3)

unde P1 reprezinta termenul drept al relatiei (4.2). In consecinta, vom avea:unde: t=0,9; k=0,06125Cx, iar Cx=0,75 este cel predeterminat in subcapitolul anterior.

Modelarea caracteristicii la sarcina toatala a motorului se face folosind relatia:

(4.4)

Pentru V=Vmax, considerand ca motorul va avea turatia nVmax si scriind relatia (4.4) intr-o forma simplificata rezulta: (4.5)

Functia fp defineste caracteristica la sarcina totala raportata si depinde de tipul si particularitatile constructive ale motorului. Se alege tipul motorului si se adopta valorile coeficientilor de adaptabilitate, ca, si de elasticitate, ce.

(4.6)(4.7)(4.8)

Deoarece am considerat ca modelul Mercedes-Benz Actros este modelul preferential in alegerea motorului si calculand momentul de putere cu forumla (4.8), rezulta urmatorii coeficienti:

Cunoscund si se calculeaza valorile coeficientilor de forma ai caracteristicii motorului:(4.9)(4.10)

Efectuand calculele ,folosind relatiile (4.9) si (4.10), obtinem rezultatele:Se adopta valoarea de 1 pentru marimea raportata:(4.11)Se va calcula puterea maxima necesara motorului teoretic,folosind relatia (4.5):(4.12)in care (4.13)Efectuand calculele se obtin rezultatele:

Folosind formula (4.4) se determina caracteristica de putere in functie de turatia motorului. Folosind formula (4.8) se determina momentul motor produs in functie de turatie si de putere. Calculele s-au facut in intervalul de turatie (1000..7000) [rpm] cu pasul de 750 [rpm]. Rezultatele au fost centralizate in tabelul 4.1.

Tabel 4.1 Puterea si momentul motor in functie de turatien [rpm]7501000125015001750200022502500

P [kW]255285315335367380386390

M [N*m]26002580255025002450241023302100

Curbele de putere si de moment in functie de turatie obtinute in urma rezultatelor centrate in Tabelul 4.1 sunt reprezentate grafic in Figura 4.1 si Figura 4.2.

Figura 4.1 Curba de putere in functie de turatie

Figura 4.2 Curba de moment in functie de turatie

Se observa ca la turatia minima de 750 [rpm] motorul dezvolta o putere de aproximativ 260 [kW] si un moment de 2600 [N*m] iar la turatia maxima puterea dezvoltata de motor este de 390 [kW].Puterea maxima se inregistreaza la turatia de 2500 rpm,iar momentul maxim se inregistreaza la turatia de 750-800[rpm].

4.2Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totalaDeoarece nu se cunosc caracteristicile relative ale motoarelor similare se va adopta ca motor pentru autocamionul impus prin tema, motorul modelului preferential.Se observa ca motorul ales are turatia minima nmin = 750 [rpm] si turatia maxima nmax=2500 [rpm]. Motorul dezvolta o putere maxima de 390 [kW] la 2500 [rpm] si un cuplu maxim de 2600 [Nm] la 750-800 [rpm].

Capitolul 5. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbatorului de viteze

5.1Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principalePredeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale () se face din conditia ca automobilul impus prin tema sa atinga viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a schimbatorului de viteza care este , in general , treapta de prinza directa (la schimbatorul de viteza cu 3 arbori) sau treapta similara acesteia cu raport de transmitere apropiat de unitate (la schimbatorul de viteze cu 2 arbori).Se stie ca :(5.1)Pentru viteza maxima relatia (5.1) devine :(5.2)

Raportul de transmitere in treapta de priza directa este ,iar in treptele similare ia valori cuprinse in intervalele (0,91..0,98) sau (1,03..1,05).

Pentru autoturismul ce se va proiecta se alege .Din relatia (5.2) rezulta :(5.3)in care turatia de viteza maxima se calculeaza cu relatia: . (5.4)Rezulta din relatia (5.3) .Valoarea predeterminata a raportului trebuie sa fie definitivata (), ea fiind un raport intre doua numere naturale,corespunzatoare numerelor de dinti ai rotilor in angrenare.(5.5)Deoarece are valoarea mai mica decat 7 se va alege o transmisie principala intr-o singura treapta. Formula (5.4) va deveni :(5.6)

Figura 5.1 Schemele cinematice ale transmisiilor principale centrale

Pentru definitivarea raportului de transmitere al angrenajului in unghi trebuie sa se aleaga numerele de dinti astfel incat raportul efectiv sa fie cat mai apropiat de cel predeterminat si dimensiunile de gabarit ale transmisiei principale sa fie cat mai mici.

Tabel 5.1 Numarul minim de dinti ZpRaportul de transmitere i02.53456-7>7

Numarul minim de dinti ai pinionului - Zpmin15129765

Conform indicatiilor firmei Gleason pentru numarul minim de dinti ai pinionului de atac, pentru raportul predeterminat de transmitere al transmisiei principale se va alege : 7 dinti ;

Pentru ca raportul de transmitere al transmisiei principale sa fie cat mai apropiat de cel predeterminat se va alege : Varianta I 33 dinti ;Deci : .

Eroarea rezultata in acest caz este .Pentru a face alegerea optima a raportului de transmitere al transmisiei principale, pe langa valoarea deja determinata se vor mai face inca doua alegeri de rapoarte de transmitere, in limita unei erori maxime de .Varianta II

Varianta III

La stabilirea numarului de dinti al coroanei la fiecare dintre cele 4 variante s-a tinut cont de cateva reguli, printre care cea mai importanta este ca acesta sa nu aiba divizori comuni cu numarul de dinti ai pinionului pentru a se evita interferenta. Se observa ca erorile relative fata de valoarea predeterminata sunt foarte mici, mai putin in cazul ultimei variante, unde se pastreaza totusi in limite rezonabile. Aceasta varianta are insa avantajul rezultarii undei garzi la sol marite, datorita diametrului mai redus (la acelasi modul cu cel al pinionului) al coroanei diferentialului. Alegerea uneia dintre cele trei variante de rapoarte de transmitere se face reprezentand grafic variatia si . Pentru ridicarea caracteristicii se va folosi formula:

Tabel 5.2 Puterile rezistente la roata pentru cele 4 rapoarte de transmitereV[km/h]Pi0Pi01Pi02Pi03

00000

1015,2114,9815,4314,75

2048,2448,0148,3947,83

3065,1664,9665,2764,72

4099,1498,9599,2898,69

50130,41130,26130,61130,1

60163,39163,15163,58163,01

70195,66195,36195,74195,32

80226,11225,94226,32225,84

90259,01258,9259,21258,72

100297,17296,98297,36296,88

110333,27333,04333,48333,98

120361,17360,97361,23360,95

130390,2390,13390,25390,07

P[kW]

V[km/h]Figura 5.2. Variaia Pr(V) si Prez,0(V)5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze

Raportul de transmitere al primei trepte se va de termina distinct din urmtoarele condiii:

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

5.3 Predeterminarea lui in conditia de panta maxima

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

Din bilanta de tractiune , se obtine relatia:(5.7)

in care rezistenta specifica maxima a drumului se calculeaza cu relatia :(5.8)

unde. (5.9)

Cunoscand toti termenii si facand transformarile necesare se poate scrie:

5.4 Predeterminarea lui din conditia de viteza minima stabila

Considerarea acestui criteriu are in vedere regimul uniform de miscare pe drum modernizat,in palier. Utilizand aceasta conditie,valoarea acestui raport este data de relatia:

(5.10)

Deoarece se incadreaza in intervalul 6..10 [km/h] rezulta : (5.11)

5.5Determinarea lui dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe locCele mai puternice solicitari ale ambreiajului se produc la cuplarea sa si la pornirea de pe loc. Luand in considerare dependenta lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc,in cazul deplasarii pe un drum in palier,de turatia initiala a motorului,, si de marimea puterii specifice, , se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:(5.12)unde:;Rezulta Se observa ca aceasta valoare este cea care se va folosi in continuare si care va fi luata in calcul si la construirea schimbatorului de viteze,deoarece aceasta permite si urcarea pantei maxime impusa in tema (va fi urcata o panta chiar mai mare) si permite rularea la o viteza chiar mai mica decat cea aleasa.

PARTEA a II-a

Capitolul 1 : Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj

1.1 Analiza solutiilor constructive posibile

Ambreiajul face parte din transmisia automobilului si este intercalat intre motor si cutia de viteze , reprezentnd organul de transmitere a momentului de la arborele cotit al motorului la cutia de viteze.

Cel mai utilizat model de ambreiaj este cel monodisc uscat. Aceste echipeaza cele mai multe cutii de viteze cu actionare manuala. Din punct de vedere constructiv, acest tip de ambreiaj necesita prezenta a doua suprafete de frecare, volantul respectiv dicscul de presiune, un element elastic care sa asigure debreierea si mecanismul de debreiere. Un avantaj este protectia buna la suprasarcini iar un dezavantaj poate fi considerat faptul ca disiparea caldurii se face dificil. O alta varianta construcitva a acestei solutii o reprezinta ambreiajul bidisc. El este format din aceleasi elemente, insa are doua discuri conduse.

O alta solutie constructiva o reprezinta ambreiajul multidisc umed. Acesta este din ce in ce mai utilizat la schimbatoarele de viteza de tip DCT. Ambreiajul este format din mai multe discuri de dimensiuni mai mici decat in cazul ambreiajului uscat si este actionat prin pistonase de presiunea de ulei. Dezavantajul acestei solutii ar fi sistemul electro-hidraulic de actionare foarte complex.

O alta solutie o reprezinta ambreiajul hidrodinamic. Acesta este folosit la transmisiile automate si se remarca prin faptul ca nu exista nicio legatura mecanica intre arborele cotit si arborele primar al cutiei de viteze. Aceasta solutie are dezavantajul de a avea un randament destul de mic, aproximativ 0,8.

1.2 Analiza modelelor similareToate modele similare sunt echipate cu transmisii manuale, ambreiajul fiecarui model fiind ambreiaj monodisc uscat.

1.3 Alegerea solutiei constructive de ambreiaj ce se va proiecta

Avand in vedere modele similare alese,se observa ca solutia generalizata este cea monodisc uscat cu arc diafragma, deoarece sarcinile maxime ale acestor modele nu sunt atat de mari incat sa justifice folosirea ambreiajelor cu arcuri periferice.

Se va alege ca automobilul sedan impus prin tema de proiectare sa fie echipat cu transmisie manuala cu ambreiaj uscat.

Capitolul 2 : Calculul de dimensionare si verificarea garniturilor de frecare

2.1Determinarea dimensiunilor fundamentale ale ambreiajului

Dimensiunile principale ale garniturilor de frecare sunt diametrul exterior (Dext) si diametrul interior (Dint). Diametrul exterior se determina cu formula: (2.1)unde:; 0,15...0,25 [MPa]; (numarul suprafetelor de frecare);.89,13Din formula (2.1) rezulta valoarea diametrului exterior :

Cunoastem ca :(2.2)Pentru se va obtine:

2.2Verificarea garniturilor de frecare

Pentru verificarea garniturilor de frecare se impune conditia ca viteza perifierica sa nu depaseasca 70 m/s.

(2.3)(2.4)

Stim ca turatia de putere maxima este de 2500 [rpm] ceea ce echivaleaza cu 42 de rotatii intr-o secunda. Deci viteza periferica va fi:

Se observa ca viteza periferica rezultanta este mult mai mica decat valoarea admisa.

Capitolul 3 : Calculul principalelor elemente ale ambreiajului

3.1Discul de presiune

Discul de presiune executa atat o miscare de rotatie solidara cu volantul cat si o miscare de translatie strangand si eliberand suprafetele de frecare ale discului condus. Discul de presiune se dimensioneaza din conditia de evacuare a caldurii. Principalele dimensiuni ale sale sunt raza interioara, raza exterioara si grosimea.

Raza interioara a placii de presiune va fi cu 3 [mm] mai mica decar raza interioara a suprafetelor de frecare iar raza exterioara a placii de presiune va fi cu 3 [mm] mai mare decar raza exterioara a suprafetelor de frecare.

Grosimea placii de presiune se deterima cu formula :

(3.1)

unde: = 0,5 (partea din lucrul mecanic care se consuma pentru incalzirea piesei);c = 0,115; oel=(77507850)[Kg/m3];

Se pune conditia ca in timpul cuplarii diferenta de temperatura sa nu depaseasca 1C.Lucrul mecanic de frecare, L, se determina cu formula :

(3.2)

Lucrul mecanic de frecare va fi :

Din formula (3.1) rezulta valoarea grosimii placii de presiune:

3.2Arborele ambreiajului

Arborele ambreiajului (care este i arborele primar la schimbtorului de viteze) are o poriune canelat pe care se deplaseaz butucul discului condus. Arborele este solicitat la torsiune de ctre momentul de calcul al ambreiajului Mc.Diametrul interior se determina cu relatia:(3.3)

unde .Diametrul interior al arborelui canelat se adopt din STAS dup care se adopt i celelalte elemente ale canelurii.Se face verificarea la strivire i la forfecare.Din formula (3.3) rezulta valoarea diametrului interior:Se alege din STAS 1770-86 arborele cu caneluri cu diametrul interior .

Figura 3.1 STAS 1770-86

Fora F care solicit canelurile se consider c este aplicat la distana rm fa de axul arborelui i se determin cu relaia:

(3.4)unde: rm raza medie a arborelui canelat de diametrul exterior al arborelui canelatdi diametrul interior al arborelui canelat

Se alege din STAS 1768 68 arborele canelat 10x56x65.

Din formula (3.4) rezulta valoarea fortei F:

Inaltimea danturii este:(3.5)

Canelurile se verifica la strivire si la forfecare.Verificarea la strivire este data de relatia:

(3.6)

Efortul unitar la forfecare se determina cu relatia:(3.7)

3.3Arcul diafragma

Arcul diafragma trebuie sa asigure forta de apasare asupra suprefetelor de frecare. Forta de apasare se determina cu relatia:(3.8)Dimensiunile unui arc diafragma sunt prezentate in figura 3.1.

Fig 3.2 Dimensiunile unui arc diagragma

Pentru ambreiajul ce se va proiecta,arcul diafragma va avea urmatoarele dimensiuni:d1 = 320 [mm]d2 = 340 [mm]d3 = 60 [mm]h = 15 [mm]H = 35 [mm]s = 2 [mm]

3.4Arcurile discului condus

Forta ce revine unui arc se determina cu formula: (3.9)

Arcul de diametru mai mic are lungimea libera mai mica decat lungimea de montaj a arcului cu diametru mai mare. In consecinta, la pleacrea de pe loc intai se vor comprima arcurile cu diametru mai mare, fiecare preluand o patrime din forta maxima, iar la un moment dat incep sa se comprime si arcurile din interior.

Dimensionarea arcurilor de diametru mare

Se alege D=25 [mm] si se va folosi formula:(3.10) In formula (3.10) :(3.11)unde:;;.Din relatia (3.11) rezulta :Din relatia (3.10) rezulta :Pentru determinarea numarului de spire se pleaca de la formula sagetii:(3.12)unde;;(3.13).Deci:Rezulta spire.Lungimea libera a arcului este cu aproximativ 15-20% mai mare decat lungimea ferestrelor in care este asezat.(3.14)

Lungimea ferestrelor va fi: Dimensionarea arcurilor de diametru mic

Se alege D=20 [mm] si se va folosi formula:(3.15)

In formula (3.15) :(3.16)unde:;;.

Din relatia (3.16) rezulta :Din relatia (3.15) rezulta :

Pentru determinarea numarului de spire se pleaca de la formula sagetii:(3.12)unde;;(3.13).

Deci:Rezulta spire.

Lungimea libera a arcului va fi:

Capitolul 4 : Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului

Se urmareste ca parametrii determinati sa se incadreze in limitele prescrise. Se va determina cursa totala a pedalei dar si forta de apasare a acesteia.

Pentru actionarea ambreiajului se va folosi mecanismul de actionare hidraulic a carui schema de functionare este prezentata in Figura 4.1.

`

Fig 4.1 Schema mecanismului de actionare a ambreiajului

Exista 2 variante constructive de mecanisme de actionare hidraulice: cu parghie; direct asupra rulmentului de presiune.

Figura 4.2.Sistem de actionare hidraulic cu parghie

Figura 4.3. Sistem de actionare hidraulic direct asupra rulmentului de presiune

Conform principiului lui Pascal se poate scrie :

(4.1)

unde: diametrul cilindrului de actionare; diametrul cilindrului receptor.

Forta se determina in functie de forta de apasare a discurilor.(4.2)Forta se determina in functie de forta la pedala:(4.3)

Inlocuind si rezulta relatia:(4.4)

unde (raport de transmitere mecanic);(4.5) (raport de transmitere hidraulic);(4.6) (randament de actionare al mecanismului hidraulic)

Cursa totala a mansonului rulmentului de presiune () se determina cu relatia:(4.7)

unde (cursa libera a masonului) , se alege [mm]; jocul ce trebuie realizat intre fiecare pereche de suprafete de frecare pentru o decuplare completa a ambreiajului;

raportul de transmitere al parghiilor de debreiere ; numarul perechilor de suprafete de frecare.

Din relatia (4.7) rezulta valoarea cursei totale a mansonului rulmentului de presiune:

Se determina cursa pistonului cilindrului receptor cu relatia:(4.8)unde .Deci cursa pistonului cilindrului receptor va fi:

Volumul de lichid activ n cilindrul receptor este :(4.9)unde

Din relatia (4.9) rezulta valoarea volumului de lichid activ din cilindru receptor:

Cursa pistonului pompei centrale se determin cu relaia:(4.10)(4.11)

Cursa totala a pedalei de ambreiaj este:(4.12)

Fora la pedal Fp se poate micora prin mrirea randamentului mecanismului de acionare a .Fora la pedal (la ambreiajele fr servomecanisme auxiliare) nu trebuie s depeasc 15-25 [daN] deoarece consumul prea mare de efort fizic conduce la obosirea excesiv a conductorului auto.Fora la pedal se determin astfel:

(4.13)

(4.14)

(4.15)(4.16)(4.17)

n afar de condiiile impuse ambreiajului la decuplare i cuplare, acesta trebuie s mai ndeplineasc urmtoarele: s aib durata de serviciu i rezisten la uzur ct mai mare; s aib o greutate proprie ct mai redus ; s ofere siguran n funcionare; s aib o construcie simpl i ieftin; parametrii de baz s varieze ct mai puin n timpul exploatrii; s aib dimensiuni reduse, dar s fie capabil s transmit un moment ct mai mare; s fie echilibrat dinamic; s fie uor de ntreinut. Durata de funcionare a ambreiajului depinde de numrul cuplrilor i decuplrilor, deoarece garniturile de frecare se uzeaz mai ales la patinarea ambreiajului. La fiecare cuplare lucrul mecanic de frecare la patinare se transform n cldur datorit creia temperatura de lucru a garniturilor de frecare crete. Experimental s-a constatat c la creterea temperaturii de la 20C la 100C, uzura garniturilor de frecare se mrete aproximativ de dou ori

Bibliografie1. www.atn.co.za2. www.europa-camioane.com3. http://www.mobile.de/4. http://www.utilaje-secondhand.ro/5. http://web.iveco.com/Romania/Pages/homepage.aspx6. http://www.scania.ro/trucks/7. http://www.volvotrucks.com/8. http://www.daftrucks.ro/9. http://www.renault-trucks.com/10. Andreescu,Cristian Dinamica Autovehiculelor, Notite de curs UPB Fac. Transporturi, an universitar 2013-201411. Stoicescu, A. Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale automobilelor, Editura Tehnica, Bucuresti, 200712. Tabacu , St., s.a - Dinamica autovehiculelor - Indrumar de proiectare , Editura Universitatii din Pitesti 200413. Popa,L. Indrumar de laborator,manuscris14. Rumsiski,L.Z-Prelucrarea datelor experimentale-Indrumar,Ed.Tehnica Bucuresti,197415. Mateescu V.-Compunerea, organizarea si propulsia automobilelor, Litografia UPB 199716. Cristian Andreescu-DINAMICA AUTOVEHICULELOR17. Mircea Oprean-TRANSMISII PENTRU AUTOVEHICULE54