UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTIFACULTATEA TRANSPORTURI

SECTIA AUTOVEHICULE RUTIERE

AUTOMOBILE PROIECT

Îndrumator: Student : As. Dr. Ing. Dobre Alexandru Călin Georgian Andrei

20141

Tema proiectului:

Sa se efectueze proiectarea generală,funcţională privind dinamica tracţiunii si ambreajului pentru un automobil sau autovehicul avand urmatoarele caracteristici:

-tip automobil: autoutilitară;-caroserie: pick-up;-nr. locuri: 2 locuri;-masa utilă maximă constructivă: 750 kg;-viteza maximă: 175 km/h;-panta maximă: 30%;-alte particularitaţi: -echipat cu motor MAC;

-roţi motoare faţă 4x2.

2

Cap. 1 Alegerea modelelor similare

Pentru a putea construi tipul de autovehicul impus prin temă este necesar să se studieze soluţiile adoptate de constructorii de autovehicule. Pentru acest studiu se vor alege 10 modele similare care au aceeaşi destinaţie pe piaţa de automobile.

Modelele similare si motorizările acestora:

1. Dacia Logan Pick-Up 1.5 dCI;

2. Skoda Felicia Pick-Up 1.9 D;

3. Fiat Doblo 1.9 M-Jet;

4. Peugeot Partener 1.6 HDI;

5. Ford Courier 1.8 D;

3

6. Citroen Berlingo 2.0 HDI;

7. Opel CORSA UTILITY 1.7 D;

8. Renault Kangoo 1.5 dCi;

9. VW Caddy 1.9 TDI;

10. Dacia 1304 Pick-Up 1.9D.

4

Cap. 1.1 Analiza unor modele similare de autovehicule

Datele au fost extrase cu ajutorul surselor din bibliografie pe baza parametrilor stabiliţi prin tema de proiect.

Tabelul 1.1 Modele similare de autovehiculeNr.Crt. Modele asemănătoare Caroserie Masa proprie

[kg]Viteza maxima

[km/h]1 Dacia Logan Pick-Up Pick-Up 1165 1632 Skoda Felicia Pick-Up Pick-Up 1025 1513 Fiat Doblo Pick-Up 1230 1684 Peugeot Partener Pick-Up 1284 1605 Ford Courier Pick-Up 1095 1416 Citroen Berlingo Pick-Up 1254 1427 Opel Corsa Utility Pick-Up 1140 1508 Renault Kangoo Pick-Up 1258 1589 VW Caddy Pick-Up 1106 13510 Dacia 1304 Pick-Up Pick-Up 1120 138

In tabelul 1.1 sunt prezentate modelele similare alese. Ele se caracterizeaza prin faptul că toate sunt autoutilitare, au caroserie de tip pick up, sunt echipate cu motoare cu aprindere prin comprimare, dispun de un numar de două locuri, au formula roţilor 4x2, roţile motoare fiind pe faţa şi au o viteza maximă in jurul valorii de 175km/h cu o variatie maximă de 20%.

Cap. 1.2 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare

Particularităţile constructive se referă sa soluţiile găsite de constructorii de sutovehicule pentru echiparea modelelor cu diferite sisteme, subsisteme, ansambluri si subansambluri care să indeplinească anumite funcţii, cat şi cu amplasarea lor cât mai ergonomică si eficientă.

Astfel vom urmări soluţiile găsite la modelele studiate pentru tipul cutiei de viteze, puntea motoare aleasă, amplasarea motorului, capacitatea si amplasarea rezervorului de combustibil precum şi dimensiunile anvelopelor.

Tabelul 1.2 Particularităţile constructive ale modelelor similare alese

Nr.Crt. Modele asemanatoare Transmisie Punte

motoareAmplasare

motorNr.

locuriNr.uşi

Volumrezervor [l]

1 Dacia Logan 5 viteze Faţă, 4x2 Faţă, transversal 2 2 50

2 Skoda Felicia 5 viteze Faţă, 4x2 Faţă, transversal 2 2 42

3 Fiat Doblo 5 viteze Faţă, 4x2 faţă 2 2 604 Peugeot Partener 5 viteze Faţă, 4x2 faţă 2 2 505 Ford Courier 5 viteze Faţă, 4x2 faţă 2 2 506 Citroen Berlingo 5 viteze Faţă, 4x2 faţă 2 2 557 Opel Corsa Utility 5 viteze Faţă, 4x2 faţă 2 2 508 Renault Kangoo 5 viteze Faţă, 4x2 faţă 2 2 509 VW Caddy 5 viteze Faţă, 4x2 faţă 2 2 60

10 Dacia 1304 Pick-Up 5 viteze Faţă, 4x2 Faţă, longitudinal 2 2 50

5

Din Tabelul 1.2 se poate observa că:-toate modelele au transmisia in 5 trepte;-toate modelele au puntea motoare faţă;-toate modelele prezinta motorul amplasat in faţă, transversal;-toate modelele au 2 locuri si 2 uşi.

Cap. 1.3 Analiza principalelor caracteristici dimensionale ale modelelor similare

Se vor analiza principalii parametrii dimensionali exteriori: Dimensiunini de gabarit:

- Lungime totală;- Latime totală;- Inalţime totală;

Dimensiuni de organizare:- Ecartament faţă/spate;- Ampatament;- Consola faţă/spate;

Dimensiuni care reflectă capacitatea de trecere:- Garda la sol;

Tabelul 1.3 Principalelor caracteristici dimensionale ale modelelor similare

Nr.Crt.

Modele asemanatoare

Dimensiuni de gabarit Organizare De trecere

L[mm]

l[mm]

h[mm]

A[mm]

E1/E2

[mm]C1/C2

[mm]Garda lasol [mm]

1 Dacia Logan 4499 1735 1554 2905 1466/1458 860/880 1552 Skoda Felicia 4115 1635 1410 2450 1424/1484 752/823 1483 Fiat Doblo 4633 1722 1717 2963 1514/1505 762/812 1604 Peugeot Partener 4628 1810 1654 2728 1505/1554 762/794 1705 Ford Courier 4457 1795 1548 2864 1435/1652 753/807 1666 Citroen Berlingo 4380 1810 1831 2728 1505/1554 828/727 1707 Opel CORSA Utility 4436 1646 1440 2716 1417/1440 748/859 1608 Renault Kangoo 4213 1829 1786 2697 1521/1533 742/796 1659 VW Caddy 4405 1646 1430 2682 1537/1531 830/885 15510 Dacia 1304 Pick-UP 4674 1636 1550 2675 1334/1320 744/854 140

Legenda:-L [mm]: lungime; -l [mm]: laţime;-h [mm]: inălţime;-A [mm]: ampatament;-E1 [mm]: ecartament faţă;-E2 [mm]: ecartament spate; -C1 [mm]: consola faţă;

-C2 [mm]: consola spate;

6

-se observă că la majoritatea modelelor similare ecartamentul spate este mai mare decât ecartamentul faţă pentru un spaţiu de incarcare cât mai mare.

-variaţiile de dimensiuni sunt mici, cu o variaţie de maxim 10%.

Cap. 1.4 Analiza principalilor parametrii masici

Pentru tabelul următor s-au scos informaţii din sursele specificate in bibliografie, respectiv site-urile producătorilor.

Tabelul 1.4 Principalele caracteristici masice ale modelelor similare

Nr.Crt

.

Modele asemanatoare

m0

[kg]ma

[kg]mun

[kg]η u

[-]

1 Dacia Logan 1165 2006 725 1.612 Skoda Felicia 1025 1704 680 1.523 Fiat Doblo 1230 2010 780 1.574 Peugeot Partener 1284 2130 846 1.515 Ford Courier 1095 1795 700 1.566 Citroen Berlingo 1254 1980 726 1.647 Opel Corsa Utility 1140 1820 680 1.678 Renault Kangoo 1258 2070 812 1.549 VW Caddy 1106 1776 670 1.6510 Dacia 1304 Pick-Up 1120 1970 850 1.31

Legendă:-m0 [kg]: masa proprie;-ma [kg]: masa totală autorizată;-mun [kg]: masa utilă nominală a autovehiculului;- η u [-]: coeficientul de tară.

-se observă că masa proprie a autovehiculelor este asemănătoare la toate modelele studiate, cu o variaţie maxima de 10%;

-coeficientul de tară este asemănător deoarece autovehiculele au aceeaşi destinaţie si anume autoutilitară pick-up;

-toate modelele au masa utilă nominal in jurul valorii de 750kg, cu o variaţie de maxim 10%.

7

Cap. 1.5 Analiza parametrilor energetic

Datele din tabelul următor au fost alese pe baza surselor din bibliografie si anume site-urile constructorilor.

Tabel 1.5 Analiza principalilor parametrii energetici

Nr.Crt.

Modele asemanatoare

Vmax

[km/h]Cilindree

[cm3]Pmax

[kw]nPmax

[rot/min]Mmax

[Nm]nMmax

[rot/min]

Consummixt

[l/100km]

0-100km/h

[s]

EmisiiCO2

[g/km]

Volumrezervor

[l]1 Dacia Logan 163 1462 67 3750 200 1900 4.6 13 120 502 Skoda Felicia 151 1896 48 4300 124 2500 5.8 16.5 - 423 Fiat Doblo 168 1910 77 4000 200 1750 5.9 14.2 153 604 Peugeot Partener 160 1560 66 4000 215 1750 5.8 13.8 153 505 Ford Courier 141 1780 65 3800 195 2000 5.6 14.2 160 506 Citroen Berlingo 142 1997 42 4000 214 1900 5.8 16.9 153 557 Opel Corsa Utility 150 1690 55 4400 165 1800 6.2 15.1 139 508 Renault Kangoo 158 1461 63 3750 200 1750 5.2 16 137 509 VW Caddy 135 1471 48 3500 150 2000 5.5 16.8 - 60

10 Dacia 1304 Pick-Up 138 1870 45 4500 118 2250 6.5 17 253 50

Legenda:-Vmax [km/h]: viteza maximă constructivă;-Pmax [kw]: puterea maximă;-nPmax [rot/min]: turaţia la care puterea este maximă;-Mmax [Nm]: momentul motor maxim;-nMmax [rot/min]: turaţia la care momentul motor este maxim.

-se observă că toate modelele au viteza in jurul valorii de 175km/h, cu o variaţie maximă de 20%;

-cilindreea variaza intre 1461 [cm3]-1997 [cm3], iar puterea variază in jurul valorii de 60 [kw] cu max 10%;

-fiind motoare cu aprindere prin comprimare turaţia puterii maxime este in jurul valorii de 4000 rot/min, iar turaţia momentului motor maxim variaza in jurul valorii de 1900 rot/min.

Cap. 1.6 Stabilirea modelului de automobile ce se va proiecta conform temei de proiectare

Pentru a putea stabili principalii parametri dimensionali, masici si energetici se vor folosi histograme în care se va evidenţia limitele inferioare si superioare între care se încadrează majoritatea modelelor similare. În urma acestor histograme se vor alege principalele caracteristici ale autovehiculului de proiectat.

În cadrul expresiei (1.1) este evidenţiat modul în care se calculeaza numarul de intervale în care se încadrează modelele similare.

8

(1.1)Se alege k = 5, în urma calculelor efectuate rezultând 5 intervale ale parametrilor din care

se aleg principalii parametrii ai automobiluilui impus prin temă.

Conform Tabelului 1.1 se creează histograma pentru masa proprie a autovehiculului

950-1025 1026-1110 1111-1195 1196-1280 1281-13500

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

1

2

3 3

1

1. Distributia valorilor masei proprii a autoturismului in functie de numarul de modele similar alese

Din histograma 1 se observă că cele mai multe modele similare au masa proprie între valorile 1196 – 1280 kg. Aleg masa proprie a automobilului

m0 = 1200 kg.

Conform tabelului 1.1 se creează histograma pentru viteza maximă a automobilului.

125-135 135-145 145-155 155-165 165-1750

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

1

3

2

3

1

2. Distribuția valorilor vitezei maxime a autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

9

Din histograma 2 se observă ca cele mai multe modele similare au viteza maximă între valorile 155 – 165 km/h. Aleg viteza maximă a automobilului

Vmax = 165 km/h.

Conform tabelului 1.3 se creează histograma pentru lungimea automobilului.

3800-4000 4000-4200 4200-4400 4400-4600 4600-48000

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

0

1

2

4

3

3. Distribuția valorilor lungimii autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 3 se observă ca cele mai multe modele similare au lungimea între valorile 4400 – 4600 mm. Aleg lungimea automobilului

L = 4550 mm.

Conform tabelului 1.3 se crează histograma pentru lăţimea autovehiculului

1585-1635 1635-1700 1700-1765 1765-1830 1830-18800

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

1

3

2

4

0

10

4. Distribuția valorilor lățimii autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 4 se observă că cele mai multe modele similare au lăţimea între valorile 1765 – 1830 mm. Aleg lăţimea automobilului

l = 1810 mm.

Conform talelului 1.3 se creează histograma cu inălţimea autovehiculului

1320-1410 1410-1550 1550-1690 1690-1830 1830-19100

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

1

4

2 2

1

5. Distribuția valorilor înălțimii autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 5 se observă că cele mai multe modele similare au înălţimea între valorile 1410 – 1550 mm. Aleg înălţimea automobilului

h = 1450 mm.

Conform tabelului 1.3 se creează histograma cu ampatamentul autovehiculului

2350-2450 2450-2550 2550-2650 2650-2750 2750-28500

1

2

3

4

5

6

7

1

0 0

6

3

11

6. Distribuția valorilor ampatamentului autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 6 se observă că cele mai multe modele similare au ampatamentul între valorile 2650 – 2750 mm. Aleg ampatamentul automobilului

A = 2720 mm

Conform tabelului 1.3 se creează histograma cu ecartamentul faţă al autovehiculului

1280-1334 1334-1390 1390-1446 1446-1502 1502-15500

1

2

3

4

5

6

1

0

3

1

5

7. Distribuția valorilor ecartamentului față a autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 7 se observă că cele mai multe modele similare au encartamentul faţă între valorile 1502 – 1550 mm. Aleg encartamentul faţă al automobilului

E1 = 1500 mm.

Conform tabelului 1.3 se creează histograma cu ecartamentul spate au autovehiculului

1230-1320 1320-1410 1410-1500 1500-1590 1590-16800

1

2

3

4

5

6

1

0

3

5

1

12

8. Distribuția valorilor ecartamentului spate a autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 8 se observă că cele mai multe modele similare au encartamentul spate între valorile 1500 – 1590 mm. Aleg encartamentul spate al automobilului

E2 = 1550 mm.

Conform tabelului 1.3 se creează histograma cu garda la sol a autovehiculului

130-140 140-150 150-160 160-170 170-1800

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

1 1

4 4

0

9. Distribuția valorilor gărzii la sol a autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 9 se observă că cele mai multe modele similare au garda la sol între valorile 160 – 170 mm. Aleg garda la sol a automobilului

garda la sol = 165 mm.

Conform tabelului 1.4 se creează histograma cu masa utila a autovehiculului

13

620-670 670-720 720-770 770-820 820-8700

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

1

3

2 2 2

10. Distribuția valorilor masei utile a autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 10 se observă că cele mai multe modele similare au masa utilă nominală între valorile 670 – 720 kg. Aleg masa utilă a automobilului

mu = 700 kg.

Conform tabelului 1.4 se creează histograma cu masa totală a autovehiculului

1735-1795 1795-1855 1855-1915 1915-1975 1975-20350

1

2

3

4

5

6

3

1

0

1

5

11. Distribuția valorilor masei totale a autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 11 se observă că cele mai multe modele similare au masa totală între valorile 1975 – 2035 kg. Aleg masa totală a automobilului

ma = 2000 kg.

Conform tbelului 1.5 se creează histograma cu cilindreea autovehiculului

14

1431-1461 1461-1591 1591-1721 1721-1851 1851-19970

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

1

3

1 1

4

12. Distribuția valorilor cilindreei autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 12 se observă că cele mai multe modele similare au cilindreea între valorile 1851 – 1997 cm3. Aleg cilindreea automobilului

cilindreea = 1910 cm3.Conform tabelului 1.5 se creează histograma cu puterea maximă a autovehiculului

32-42 42-52 52-62 62-72 72-820

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

1

3

1

4

1

13. Distribuția valorilor puterii maxime a autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 13 se observă că cele mai multe modele similare au puterea maximă între valorile 62 – 72 kw. Pentru o masă utilă cât mai mare şi o rulare cât mai bună cu o viteză maximă apropiată de cea determinată în histograma H.2 aleg puterea maximă a automobilului

Pmax = 72 kW.

Conform tabelului 1.5 se creeaza histograma cu momentul motor maxim al autovehiculului

15

105-130 130-155 155-180 180-205 205-2300

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

2

1 1

4

2

14. Distribuția valorilor momentului motor maxim a autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 14 se observă că cele mai multe modele similare au momentul motor maxim între valorile 180 – 205 Nm. Aleg momentul motor maxim al automobilului

Mmax = 200 Nm.

Conform tabelului 1.5 se creează histograma cu turaţia la putere maximă al autovehiculului

3700-3900 3900-4100 4100-4300 4300-4500 4500-47000

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

4

3

1

2

0

15. Distribuția valorilor turației la putere maximă a autoturismelor in funcție de numarul de modele similar alese

Din histograma 17 se observă că cele mai multe modele similare au puterea maximă la o turaţie între valorile 3700 – 3900 rpm. Aleg turaţia la puterea maximă a automobilului

nPmax = 3900 rot/min

16

Observaţii şi concluzii Cap. 1

Deoarece sunt din aceeaşi clasă modelele similare au caracteristici apropiate, identice în unele situaţii datorate alianţelor între constructori.

1. toate modelele similare sunt create cu soluţia constructivă „totul faţă”;2. toate modelele similare au cutii de viteze cu 5 trepte;3. toate modelele au 2 uşi;4. dimensiunile exterioare variază puţin, cu maxim 10 %;5. garda la sol are o valoare mare, în jurul a 165mm;6. masa proprie a modelelor similare este asemănătoare cu mici variaţii;7. cilindreea motoarelor modelelor similare este variată, de la 1461 cm3 la 1997 cm3, iar puterea de la 42 kw la 77 kw;8. turaţia puterii maxime variază în jurul valorii de 4000 rot/min;

17

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

Cap. 2.1 Determinarea principalilor parametri dimensionali si masici ai autovehiculului

Pentru a putea stabili principalii parametri dimensionali şi masici se vor folosi histogramele create în Cap.1.6 care evidenţiază limitele inferioare si superioare între care se încadrează majoritatea modelelor similare. În urma acestor histograme se vor alege principalele caracteristici dimensionale si masice ale autovehiculului de proiectat.

In concluzie vom avea un autovehicul cu următorii parametrii dimensionali si masici: Lungimea totală: L= 4550mm; Laţimea: l= 1810mm; Inalţimea: h=1450mm; Ampatamentul: A= 2720mm; Consola faţă: C1= 770mm; Consola spate: C2= 810mm; Ecartament faţă: E1= 1500mm; Ecartament spate: E2= 1550mm; Garda la sol: 165mm; Masa proprie: m0= 1200 kg; Sarcina utilă: mu= 700 kg.

Cap. 2.2 Determinarea principalilor parametri dimensionali si masici ai subansamblelor ce compun autovehiculul impus prin tema

Tabel 2.1 Ddiscretizarea elementelor componente ale caroseriei

Nr. crt. Denumire subansamblu Masa[kg] Participatie[%]

1 Lonjeroane+podea 300 45.162 Plafon+stlpi 110 22.01

18

3 Aripi spate 55 6.294 Parbriz 30 3.615 Lunetă 20 1.966 Aripi faţă 40 6.817 Capota faţă 30 4.068 Capotă portbagaj 20 3.539 Portiere faţă 54 6.0210 Bară faţă 15 2.8311 Bară spate 15 2,83

TOTAL - 684 100

Nr. Crt. Denumire subansamblu Masa

[kg]Pozitie subansamblu[mm] m*x [kg*mm] m*z [kg*mm]

x z1 Lonjeroane+podea 300 1645.58 575.12 10.69*105 3.73828*105

2 Plafon+stalpi 110 2068.64 1667.52 6.41*105 0.51*105

3 Aripi spate 55 3311.55 1253.74 3.17*105 1.21*105

4 Parbriz 30 971.04 1591.48 0.38*105 0.63*105

5 Lunetă 20 4002.51 1563.09 1.21*105 0.46*105

6 Aripi faţă 40 628.01 1171.62 0.65*105 1.21*105

7 Capota faţă 30 137.53 1343.17 0.085*105 0.83*105

8 Capotă portbagaj 20 4002.31 1134.34 2.16*105 0.61*105

9 Portiere faţă 54 1444.86 1214.22 1.32*105 1.12*105

10 Bară faţă 1511 Bară spate 15

∑ 684 - - 28.22*105 11.45*105

1887.28 1042Tabelul 2.2 Determinarea pozitiei centrului de greutate al caroseriei

19

Table 2.3 Precizarea elementelor componente ale autovehiculului

20

Nr. Crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Participatie[%]

1 Caroserie 654 52.262 Motor complet echipat 120 11.963 Roti 80 6.164 Punte fata 30 2.915 Punte spate 25 3.086 Ambreaj+schimbator de viteze 45 4.457 Sistem de directie 32 1.098 Sistem de evacuare 30 1.369 Scaune faţă 63 2.1510 Roată de rezervă 20 1,0411 Diferential fata 15 1.0912 Rezervor combustibil 50 0.8513 Baterie+inst. el. 20 1.0214 Lichid racire 7 0.6815 Sistem de franare fata 8 1.3616 Radiatoare 5 0.3417 Proiectoare 3 0,2518 Sistem audio 4 2.0519 Sistem de franare spate 8 1.3620 Trapa 5 0.8521 Lichid de ungere 4 1.0222 Faruri fata 3 0.2723 Stopuri spate 1 0.1324 Bord 20 1.0225 Consola centrala 15 0.68

∑ 1200 100

Tabelul 2.4

Determinarea poziției centrului de greutate al autoturismului neîncarcatTabelul 2.4 Determinarea pozitiei centrului de greutate al autoturismului neincarcat

21

Nr. Crt. Denumire subansamblu Masa

[kg]

Pozitie subansamblu[mm] m*x

[kg*mm]m*z

[kg*mm]x z

1 Caroserie 654 1887.28 1040 28.79*105 15.87*105

2 Motor complet echipat 120 243.98 945.82 0.85*105 3.31*105

3 Roti 80 0 481 0 0.86*105

4 Punte fata 30 0 481 0 0.41*105

5 Punte spate 25 3298.53 481 2.96*105 0.43*105

6 Ambreaj+schimbator de viteze 45 1087.99 921.19 1.41*105 1.19*105

7 Sistem de directie 32 747.33 1008.68 0.23*105 0.32*105

8 Sistem de evacuare 30 1730.17 586.97 0.69*105 0.23*105

10 Scaune fata 63 1597.45 926.61 0.95*105 0.55*105

11 Diferential fata 15 144.37 695.37 0.04*105 1.17*105

12 Rezervor combustibil 50 3214.1 867.53 0.81*105 0.22*105

13 Baterie+inst. el. 20 458 945.7 0.13*105 0.18*105

14 Lichid racire 7 -324.98 957.7 -0.06*105 1.19*105

15 Sistem de franare fata 8 0 481 0 0.19*105

16 Radiatoare 5 -324.98 957.7 -0.03*105 0.09*105

17 Sistem audio 4 3199.34 743.95 1.12*105 0.44*105

19 Sistem de franare spate 8 3298.53 481 1.31*105 1.19*105

20 Trapa 5 1875.79 1871.06 0.47*105 1.46*105

21 Lichid de ungere 4 -597.55 999.7 -0.17*105 0.29*105

22 Faruri fata 3 -620.28 1234.53 -0.04*105 0.09*105

23 Stopuri spate 1 3930.37 1160.43 0.15*105 1.04*105

24 Bord 20 1060.04 1294.91 0.31*105 0.38*105

25 Consola centrala 15 1453.41 1268.33 0.29*105 0.25*105

∑ 2920 - - 42.91*105 37.35*105

1469.52 745.25

Tabel 2.4

Dimensiunile elementelor componente ale autovehiculului

22

Nr. Crt. Denumire subansamblu Lungime

[mm]Lăţime[mm]

Inălţime[mm]

1 Caroserie 4550 1810 14502 Motor complet echipat 700 400 6003 Roti 320 185 3204 Punte fata - 1500 -5 Punte spate - 1550 -6 Ambreaj+schimbator de viteze 400 320 3007 Sistem de directie - - -8 Sistem de evacuare 4230 - -9 Scaune faţă 500 500 60011 Diferential fata - - -12 Rezervor combustibil 450 350 25013 Baterie+inst. el. 300 200 20014 Lichid racire - - -15 Sistem de franare fata - - -16 Radiatoare 100 600 40018 Sistem audio - - -19 Sistem de franare spate - - -20 Trapa 300 400 -21 Lichid de ungere - - -22 Faruri fata 200 300 20023 Stopuri spate 100 150 30024 Bord 300 1500 70025 Consola centrala - - -

Cap.2.3 Determinarea formei si a spaţiului util, inclusive a interiorului spaţiului de conducere

Cap.2.3.1 Principalele dimensiuni interioare ale automobilelor

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

- Organizarea şi dimensiunile postului de conducere;- Amplasarea scaunului pentru pasager şi dimensiunile acestuia;- Dimensiunile volumului util (Pick-Up);- Dimensiunile impuse de construcţia şi organizarea automobilului. Organizarea şi

dimensiunile postului de conducere, amplasarea scaunului pentru pasager se stabilesc şi se verifică cu ajutorul manechinului bidimensional.

Cap.2.3.2 Manechinul bidimensional şi postul de conducere.

Manechinul bidimensional se execută la scară din folie de dural sau plastic acrylic şi reprezintă conturul fizic al unui adult de sex masculin.

Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului ls pentru gambă şi lt pentru coapsă, deoarece s-a constatat că dimensiunile torsului variază nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificaţia acestui procentaj este urmatoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 inseamna că dintr-un număr de

23

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

Tabel 2.5 Tipodimensiunile manechinelor bidimensionale

Tipodimensiunea manechinului[procentaje]

10 50 90

ls [mm] 390 417 444lt [mm] 408 432 456

Legendă: - ls [mm]: lungimile segmentelor piciorului pentru gambă; -lt [mm]: lungimile segmentelor piciorului pentru coapsă.

Fig.2.1 Manechin bidimensional top 90

24

Fig.2.2 Manechinul bidimensional amplasat la postul de conducere [www.scritube.ro]

Recomandari pentru scaunul soferului si a pasagerului din fata:- Partea incliunata a podelei nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm;- Inaltimea articulatiei H deasupra podelei nu trebuie sa fie mai mica de 100mm;- Scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relative fata de parbriz si

fata de comenzi atat in directie longitudinala cat si in directie vertical- Verificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si jos cu manechinul 90,

apoi se verifica pozitia medie cu manechinul 50 si pozitia maxim fata si sus cu manechinul 10

- Valorile medii recomandate unghiurilor α, β, γ, δ sunt prezentate in tabelul urmator:

Tab.2.6. Valorile medii recomandate ale unghiurilor

Unghiul [ ]⁰ Dimensiunile limita [mm]α 20-30Β 60-110Γ 80-170Δ 75-130

- Pozitionarea punctului superior F al manechinului bidimensional fata de acoperis trebuie sa respecte dimensiunile din figura

25

Fig.2.3 Poziţia manechinului faţă de pozitia acoperişului

- Distanta dintre punctul F si linia interioara a acoperisului nu trebuie sa fie mai mica de 100-135 mm. Se adauga 15-25 mm grosimea totala a acoperisului si 20-40 mm care tine cont de curbura transversala a acoperisului si de amplasarea laterala a scaunului. Punctul F se pozitioneaza pe o dreapta ce trece prin punctul H si este inclinata fata de verticala cu 8o, la o distanta de 765 mm care corespunde manechinului 50 care sta pe scaunul plasat in pozitia mediana.

Cap.2.3.3. Dimensiunile volumului util

Dimensiunile portbagajului sunt stabilite in functie de tipul, destinaţia şi construcţia automobilului.Dintre dimensiunile care caracterizează aceste zone ale automobilului se mentionează:

- Mărimea volumului util exprimată in dm3 sau in m3;- Dimensiunile volumului util: lungime x lăţime x inălţime exprimată in [mm];- Volumul si dimensiunile unor elemente constructive care opturează volumul util ca de

exemplu pasajele roţilor, locaşul roţii de rezerva, etc;- Nivelul suprafeţei utile faţă de sol exprimat in [mm];

26

Fig.2.4 Vedere de sus şi lateral a compartimentului pentru marfă

Cap.2.3.4 Amenajarea interioara a autoturismelor

In cazul autoturismelor , cabina pentru pasageri este amplasata la mijloc totdeauna pentru ca acestia sa fie cat mai bine protejati contra accidentarii.

„Caroseria de securitate” se obtine prin urmatoarele masuri: - rigidizarea constructiei fara reducerea vizibilităţii;- folosirea unei tapiţerii de grosime mare pe tavan şi pereţii laterali;- montarea unor manere pentru uşi şi macarale pentru geamuri fară proeminente- montarea unor „air-bag-uri” frontale sau laterale;- tapisarea butucului volanului, a bordului si a parasolarelor;- folosirea coloanei de directie telescopice si a unui volan usor deformabil in directie

axială;- montarea parbrizului incat la deformarea caroseriei geamul să sară in afară.Dimensiunile principale ale postului de conducere si limitele de amplasare a organelor de

comandă manuală la autoturisme si vehicule utilitare se aleg conform STAS 6698/1-81, astfel incat acestea să fie in permanenţă in raza de acţiune determinată de dimensiunile antropometrice ale conducătorului.

In ceea ce priveste postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii scaunului faţă de comenzi, se aplică metoda recomandata de STAS 12613-88 si norma ISO 3958-77, care stabileşte o infăsuratoare a distanţelor maxime de acţiune ale unei mâini a conducătorului aşezat pe scaun, cu cealaltă mană pe volan si piciorul drept pe pedala de acceleraţie, avand montată o centură de siguranţă cu trei puncte de sprijin.

27

Comenzile luminilor de drum, avertizorul luminos, semnalizării schimbării direcţiei,luminilor de poziţie spate şi laterale, avertizării sonore, stergătorului şi spătătorului de parbriz trebuie sa fie amplasate in zona de acţionare a mâinii conducatorului autovehiculului.

Fig. 2.5 Vedere de sus a postului de conducere

Fig. 2.6 Amplasarea pedalelor de comandă

28

Tabel 2.7 Distanţele dintre pedalele de comandă

Max minE 100 50F - 50G - 50H - 120J - 160

29

Observaţii şi concluzii capitolul 2

Caracteristicile spaţiului interior al aunui automobil se stabilesc lucrând cu mai multe tipuri de manechine bidimensionale, acestea fiind cât mai aproape de dimensiunile unui om.

Există 3 tipuri de manechine, diferenţiate prin lungimea piciorului, deoarece dimensiunea torsului variază insesizabil.

Cabina pentru pasageri este situată cât mai în mijloc şi aceasta este securizată şi întărită prin diverse metode.

Dimensiunile interioare trebuie să respecte anumite limite de siguranţă, fără de care automobilul nu ar putea fi legal.

Cap. 3 Determinarea poziţiei centrului de masă al autovehiculului. Întocnirea schiţei de organizare generală

30

Cap.3.1 Determinarea poziţiei centrului de masă al autovehiculului

Pentru aflarea centrului de masă al automobilului este necesar să se afle centrul de masă al fiecărui subansamblu şi centrul de masă al caroseriei atât la sarcină utilă nulă cât şi la sarcină utilă maximă.

Centrul de masă al automobilului este dat de relaţiile (3.1) şi (3.2) în care mj este masa subansamblului j în kilograme, iar xj şi zj sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j faţă de sistemul de referinţă XOZ, ales în milimetri.

(3.1) şi (3.2)

Fig. 3.1 Principalele subansambluri ale caroseriei şi centrele lor de greutate (nescalat)

LegendăG1 – lonjeroane+podea G4 – parbriz G7 – capotă faţă G10 –bară faţă G2 – plafon G5 – lunetă G8 – capotă portbagaj G11 –bară spate;G3 – benă G6 – aripi faţă G9 – portiere faţă

31

Fig. 3.2 Principalele subansambluri ale autovehicului şi centrele lor de greutate (nescalat)

Legendă:G2- motor complet echipat; G3- roţi; G4- puntea faţă; G5 -puntea spate; G6- ambreaj+schimbator de viteze; G8- sistem de evacuare ; G9 - scaun şofer + scaun pasager; G10- roată de rezervă ; G12- rezervor; G13 - baterie+instalaţie electrică; G14- lichid de răcire; G15- sistem de frânare faţă;G16- radiator; G17- proiectoare; G18- sistem audio; G19- sistem de frânare spate;G22- faruri faţă; G23- stopuri spate; G24- bord

Tabel 3.1 Principalele subansambluri şi participarea lor la masa caroseriei când sarcină utilă este nulă

Nr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Participare [%]1 lonjeroane+podea 300 32,32 plafon+stalpi 110 16,13 aripi spate 55 19,44 parbriz 30 1,65 luneta 20 3,56 aripi fata 40 18,77 capota fata 30 3,28 Capota portbagaj 20 2,59 Portiere fata 54 19,110 Bara fata 15 9,711 Bara spate 16 1,6

Total - 684 100

Atunci când sarcina utilă este nulă masa totală a coroseriei este de mcar = 684 kg, cel mai greu subansamblu fiind lonjeroanele + podeaua iar cel mai uşor fiind bara faţă.

Tabel. 5.2 Principalele subansambluri şi participarea lor la masa caroseriei când sarcină utilă este maximă

32

Nr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Participare [%]1 lonjeroane+podea 300 32,32 plafon+stalpi 110 16,13 benă 750 112,44 parbriz 30 1,65 luneta 20 3,56 aripi fata 40 18,77 capota fata 30 3,28 Capota portbagaj 20 2,59 Portiere fata 54 19,110 Bara fata 15 9,711 Bara spate 16 1,6

Total - 1384 100

Atunci când sarcina utilă este maximă masa totală a coroseriei este de mcar = 1384 kg, cel mai uşor subansamblu este tot bara faţă dar de data aceasta cel mai greu este bena. Deoarece acesta reprezinta spaţiul în care se transportă toată lasa utilă pe care o poate transporta automobilul, masa acestuia este acum 750 kg.

Tabel 3.3 Poziţia centrului de greutate al caroseriei la sarcină utilă nulă

Nr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Poziţia subansamblului m*x m*zX Z

1 lonjeroane+podea 300 1255 276 251000 552002 plafon+stalpi 110 1252 1397 125200 1397003 benă 55 2338 642 280560 770404 parbriz 30 696 1223 6960 122305 luneta 20 1244 1234 34334 34536 aripi fata 40 -182 582 -10920 349207 capota fata 30 -214 842 -4280 168408 Capota portbagaj 20 2513 1413 125650 706509 portiere fata 54 -182 582 -10920 3492010 Bară faţă 15 -453 543 -19324 323211 Bară spate 16 3756 453 12324 2323

Total - 684 763250 441500

Conform figurii 3.1 se determină coordonatele centrului de greutate al fiecarui subansamblu, iar centrul de masă al caroseriei se determina cu formulele 3.1 şi 3.2.În concluzie centrul de masă al caroseriei la sarcină utilă nulă are coordonatele:

xGcarmin=1660 mm şi zGcarmin=898 mm

Tabel 3.4 Poziţia centrului de greutate al caroseriei la sarcină utilă maximă

Nr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Poziţia subansamblului m*x m*z

33

X Z1 lonjeroane+podea 300 1255 276 251000 552002 plafon+stalpi 110 1252 1397 125200 1397003 benă 750 2338 642 280560 770404 parbriz 30 696 1223 6960 122305 luneta 20 1244 1234 34334 34536 aripi fata 40 -182 582 -10920 349207 capota fata 30 -214 842 -4280 168408 Capota portbagaj 20 2513 1413 125650 706509 portiere fata 54 -182 582 -10920 3492010 Bară faţă 15 -453 543 -19324 323211 Bară spate 16 3756 453 12324 2323

Total - 1384 763250 441500

Conform figurii 3.1 se determină coordonatele centrului de greutate al fiecarui subansamblu, iar centrul de masă al caroseriei se determina cu formulele 3.1 şi 3.2.În concluzie centrul de masă al caroseriei la sarcină utilă maximă are coordonatele:

xGcarmax = 1880 mm şi zGcarmax = 1070 mm

Tabel 3.5 Tabel centralizator pentru determinarea poziţiei centrului de masă al autoturimului la sarcină utilă nulă

Nr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Poziţia ansamblului m*x m*zX [mm] Z [mm]1 caroserie 684 1556,79 980,13 965209,8 607680,62 motor complet echipat 200 -213 584 -42600 1168003 roti(4) 60 1251 319 75060 191404 punte fata 100 0 287 0 287005 punte spate 100 2424 287 242400 287006 schimbator de viteze 40 367 602 14680 240807 sistem de directie 20 503,99 698,26 10079,8 13965,28 sistem de evacuare 20 1215 276 24300 55209 bancheta + spatar 0 0 0 0 010 scaune fata 40 1249 696 49960 2784011 roata de rezerva 20 3074 396 61480 792012 diferential 20 367 602 14680 2408013 rezervor 5 2401 519 48020 1038014 bateria de acumulatori 20 -470 503 -9400 1006015 radiator 15 -662 525 -13240 1050016 lichid racire + ulei 7 -134 765 -2680 1530017 sistem de franare 15 173 843 3460 1686018 sistem audio 5 135 345 3453 1414419 lichid de ungere 6 234 434 34636 124420 faruri faţă 4 -145 544 -3453 1243121 stopuri spate 3 3241 654 6363 452222 bord 7 24 765 4567 17435

Total - 1200 1441410 967525,8

Centrul de masă al automobilului la sarcină utilă nulă se află în urma observaţiilor făcute la fig. 3.2 şi la tabelul 3.3. În concluzie centrul de masă al autovehiculului la sarcină utilă nulă are coordonatele:

xGmin = 1580 mm şi zGmin = 950

34

Tabel 3.6 Tabel centralizator pentru determinarea poziţiei centrului de masă al autovehiculului la sarcină utilă maximă

Nr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg]

Poziţia ansamblului m*x m*zX [mm] Z [mm]1 caroserie 1384 1556,79 980,13 965209,8 607680,62 motor complet echipat 200 -213 584 -42600 1168003 roti(4) 60 1251 319 75060 191404 punte fata 100 0 287 0 287005 punte spate 100 2424 287 242400 287006 schimbator de viteze 40 367 602 14680 240807 sistem de directie 20 503,99 698,26 10079,8 13965,28 sistem de evacuare 20 1215 276 24300 55209 bancheta + spatar 0 0 0 0 010 scaune fata 40 1249 696 49960 2784011 roata de rezerva 20 3074 396 61480 792012 diferential 20 367 602 14680 2408013 rezervor 5 2401 519 48020 1038014 bateria de acumulatori 20 -470 503 -9400 1006015 radiator 15 -662 525 -13240 1050016 lichid racire + ulei 7 -134 765 -2680 1530017 sistem de franare 15 173 843 3460 1686018 sistem audio 5 135 345 3453 1414419 lichid de ungere 6 234 434 34636 124420 faruri faţă 4 -145 544 -3453 1243121 stopuri spate 3 3241 654 6363 452222 bord 7 24 765 4567 17435

Total - 2010 1441410 967525,8

Centrul de masă al automobilului la sarcină utilă maximă se află în urma observaţiilor făcute la fig. 3.2 şi la tabelul 3.4. În concluzie centrul de masă al automobilului la sarcină utilă maximă are coordonatele:

xGmax = 1670 mm şi zGmax = 820 mm.

Cap.3.2 Determinarea încărcărilor la punţi

35

Fig.3.3 Reprezentarea centrelor de greutate a autovehiculului incarcat si neincarcat (nescalat)

Încărcările statice la cele două punţi, având în vedere cele 2 situaţii de încărcare vor fi:

mu = 0 kg

G1,0 =b01L*G0 =

15853165*1200 =600daN; (59%)

G2,0 =a01L∗¿G0 =

15803165

∗¿1200 =600daN; (50%0

(3.3)

mu = 750 kg

G1 =bL∗¿G0 =

14953165

∗2010=¿950daN; (47%)

G2 =aL∗¿G0 =

16703165

∗2010=¿1060daN; (53%)

(3.4)

G1,0- incărcarea pe puntea faţă când masa utilă e nulă;G2,0- incărcarea pe puntea spate când masa utilă e nulă;G1- incărcarea pe puntea faţă la sarcină utilă maximă;G2- incărcarea pe puntea spate la sarcină utilă maximă;mu- masa utilă.

36

Cap 3.3 Întocnirea schiţei de organizare general cu principalele dimensiuni exterioare

Fig.3.4 Vedere laterală a autovehiculului (nescalat)

Fig.3.5 Vedere din faţă a autovehiculului (nescalat)

37

Fig.3.6 Vedere de sus a autovehiculului (nescalat)

38

Observaţii şi concluzii capitolul 3

Centrul de greutate al caroseriei şi al automobilului este diferit atunci când masa utilă este nulă sau maximă.Încărcarea la cele două punţi diferă atunci când masa utilă este nulă sau maximă

39

Cap. 4 Alegerea jantelor şi determinarea parametrilor necesari calcului de tracţiune

Cap. 4.1 Alegerea anvelopelor şi a jantelor

Autovehiculul impus prin temă va avea două pneuri pentru puntea faţă, respectiv două pneuri pentru puntea spate. Incărcările statice pe pneurile autoutilitarei corespunzătoare sarcinii utile maxime se vor calcula cu relaţia:

Z pj=G j

N p - incarcarea de la puntea (4.1)Unde:

- Gj e incarcarea static a punţii j;- Np e numarul de pneuri.

Astfel:

Zp1=

G1

2 =

9502 =475 daN şi Zp2=

G2

2 =

10602 =530 daN

Unde:- Zp1 e incarcarea statica pentru pneurile puntii fata;- Zp2 e incarcarea statica pentru pneurile puntii spate.

Capacitatea portanta necesară a pneului va fi:

Qpnec=

max Z pj

hg =588,8 Kg (4.2) Unde hg=0,9.

Din standarde, norme sau cataloage se alege pneul cu capacitatea portantă Qp>Qpnec.

Tabel 4.1 Principalele caracteristici ale pneurilor modelelor similare:

Legendă:- De: diametrul exterior;- Bu: lăţimea secţiunii pneului;- r0: raza liberă;

40

Nr.crt Simbol De[mm] Bu[mm] rs[mm] rr[mm] Is

[kg]Iv

[km/h]1 185/65 R15 93R 621 185 309.5 251 650 1702 205/65 R16 95R 634 205 258.5 241 690 1703 185/65 R15 91T 634 185 317.5 317.25 710 1904 195/65 R15 92R 628 195 319.5 310 630 1705 205/65 R15 96R 634 205 317 305 710 1706 195/55 R15 98R 628 195 314 302 750 1707 185/60 R15 94T 621 185 309.5 304 670 1908 185/75 R14 95T 596 185 293 289 690 1909 185/65 R15 96R 621 185 309.5 304 710 17010 185/65 R14 100R 580 185 265 261 800 170

- rr: raza de rulare;- Is: indicele de sarcină;- Iv: indicele de viteză.

Aleg tipodimensiunea anvelopei 195/65 R15 91 TAvând dimensiunile şi caracteristicile anvelopei se alege tipul jantei 5x110, 6Jx15”

De asemenea se precizează principalele caracteristici ale pneului ales: Simbolizarea anvelopei: 195/65 R15 91 T Lăţimea secţiunii pneului: Bu=195 mm Diametrul exterior, De= 634,5 mm şi raza liberă, r0 = 0.5* De = 317,25 mm Raza statică, rs sau raza dinamică, rd= 317.25 mm

Raza de rulare, = 317.25 mm

Capacitatea portantă a pneului, = 615 Kg Presiunea aerului din pneu corespunzatoare , pa = 2.2 bari Viteza maximă de exploatare a pneului, Vmaxp = 190 km/h Pentru ca anvelopa să fie potrivită pentru tipul autovehivulului de proiectat trebuie să

îndeplinească condiţia: .190 km/h > 165 km/h

Fig.4.1 Secţiune jantă (nescalat)

41

Cap. 4.2 Determinarea coeficientului de rezistenţa la rulare

Dacă se consideră vitezele până la cele maxime ale autovehiculelor,in funcţie şi de caracteristicile pneului se poate folosi exprimarea de forma:

unde (4.3)

in care valorile coeficienţilor f0,f01 si f02 pot fi luaţi din urmatorul tabel:

Tabel 4.2 Valorile nominale ale coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilorTip pneu f0 [*10-2 ] f01[h/km] [*10-6] f02[h/km2] [*10-7]Diagonal

cord metalic 1.3295 -2.8664 1.8036cord textil 1.3854 -1.21337 1.683

Radialsectiune foarte joasa 1.6115 -0.9913 2.3214sectiune joasa 1.611 -1.0002 2.9152superbalon 1.836 -1.8725 2.9554

30 50 60 90 130 150 1650

0.005

0.01

0.015

0.02

0.025

Variaţia coeficientului rezistenţei la rulare în funcţie de viteză

f

V [km/h]

f

Fig. 4.2 Variaţia coeficientului rezistenţei la rulare în funcţie de viteză

42

Din graficul se observă că în funcţie de viteză, variază şi rezistenţa la rulare dar nu liniar. Până la viteza de 90 km/h coeficientul rezistenţei la rulare este mai mic, iar după această viteză creşterea este mai accentuată până la viteza maximă a autovehiculului

Cap.4.3 Determinarea ariei secţiunii tranversale maxime a autovehiculului

Aria secţiunii transversale maximă A sau mai exact aria proiecţiei frontale a autovehiculului se poate obţine:- Planimetrarea conturului delimitat din vederea din faţă a desenului de ansamblu- Calculul cu relaţia:

(4.4)

ştiind că :

- înălţimea marginii superioare a barei de protectie faţă de cale;

- înălţimea marginii inferioare a barei de protectie faţă de cale;

- lăţimea automobilului;

- numărul de pneuri;

- coeficient de formă.

A = 1*1,79*(1,45-0,17)+2*0,195*0,17 = 2,124 m2

-Alta relaţie pentru calculul ariei este:A = kA∙ E ∙ Ha [m2] (4.5)unde

kA -este coeficient de corecție a ariei;E- ecartamentul autovehiculului;Ha -înălțimea maximă a autovehiculului.

Considerând kA = 1, eroarea este +5 … 10% la autoturisme, respectiv -5 … 10% la autocamioane.A = 1*1.5*1.45=2.175 m2

-Incă o madalitate de a calcula aria este cu Autocad in care am obţinut A=2.145 m2

Am ales aria autovehiculului făcând o medie a celor trei calculate mai sus si am obţinut aria secţiunii transversale a autovehiculului: A=2,148 m2

Cap.4.4 Determinarea coeficientului de rezistenţă a aerului

Valorile medii ale parametrilor aerodinamici pentru diferite tipuri de autovehicule:

Tip autovehicul A[m2] CxAutoturism sport 1,0…1,3 0,20…0,25Autoturism cu caroserie inchisa 1,6….2,8 0,30…0,50Autoturism cu caroserie deschisa 1,5….2,0 0,65…0,80

43

Autobuz 3,5….7,0 0,70…0,80Autocamion cu platforma deschisa 3,0….5,3 0,90…1,0Autofurgon 3,5….8,0 0,60…0,75

Am ales coeficientul de rezistenta a aerului Cx= 0.40.

Cap.4.5. Determinarea randamentului transmisiei

Pentru proiectarea autoturismului,in aceasta faza,se opereaza cu un randamentconstant mediu al transmisiei :

- 0.93 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.Am ales ηt = 0.93 deoarece autovehiculul impus prin tema de proiect este dotat cu motor

amplasat transversal şi cu transmisie principală cilindrică. Pentru a afla puterea la roată a automobilului de proiectat se foloseşte formulaWHP = HP * ηt = 90 * 0.93 = 83.7 kW (4.5)

44

Cap. 5 Determinarea rezistenţelor la inaintare şi a puterilor necesare invingerii lor in funcţie de viteză

Pentru determinarea rezistenţelor la inaintare şi a puterilor corespunzătoare trebuie mai exact să determinam:

- Rezistenţa la rulare: (5.1)

- Rezistenţa la pantă: (5.2)

- Rezistenţa aerului: , Cx=0.40 şi A=2.148 m2 (5.3)unde k este coeficientul aerodinamic, k=0.06125*Cx=0.0245

Considerăm trei variante de deplasare:- deplasare fără vânt: Vv=0 km/h, Vx=V km/h- deplasare cu vânt care bate din faţă: Vv=15 km/h, Vx=V-Vv km/h- deplasare cu vânt care bate din spate: Vv=-15 km/h, Vx=V+Vv km/h

-Rezistenţa la demarare: Rd=δGag

dvdt [daN] (5.4)

unde δ e coeficientul de influenţă a maselor in mişcarea de rotaţie

δ=1+( isv2 ∙i0

2

rr2 ∙ J ma ∙ ηt+

∑i=1

nr

Jri

rr2 ) ∙ g

Ga

=1.042 (5.5)

- Puterea rezistenţei: (5.6)Vom considera patru cazuri de deplasare:- Deplasarea pe un drum cu rampă de 10%;- Deplasarea pe un drum cu panta de 10%;- Deplasarea pe un drum cu panta maximă de urcare de 30%;- Deplasarea un drum modernizat cu panta 0%.

Tabelul 5.1 Determinarea rezistenţelor la inaintare şi a puterilor necesare invingerii lor in funcţie de viteză atunci când autovehiculul urcă o rampă de 10%

V [km/h]

f[-]

α [°]

Vv

[km/h]Ra

[daN]Pa

[kW]Rrul

[daN]Prul

[kW]Rp

[daN]Pp

[kW]Rd

[daN]Pd

[kW]Rt [daN]

Pt [kW]

0 0.0153 5.7 15 2.53 0.07 17.92 0 116.9 0 623,5 17,31 760,8 20,980 0.41 0.01 758,7 21,05-15 0.101 0.002 758,4 21,05

10 0.0153 5.7 15 2.53 0.07 17.92 0,49 116.9 3.24 623,5 17,31 760,8 20,980 0.41 0.01 758,7 21,05-15 0.101 0.002 758,4 21,05

20 0.0157 5.7 15 4.95 0.27 18.38 1,02 116.9 6.49 619,2 34,4 762,8 31,03

45

0 1.62 0.09 759,9 31,06-15 0.15 0.005 759,4 31,07

30 0.0162 5.7 15 8.19 0.68 18.97 1,58 116.9 9.74 548,4 45,7 666,6 46,350 3.64 0.31 652,1 46,22-15 0.91 0.07 659,7 45,98

40 0.0167 5.7 15 12.24 1.36 19.56 2,17 116.9 12.98 501,2 55,68 616,3 61,260 6.48 0.72 613,2 61,15-15 2.53 0.28 608,4 60,98

V[km/h]

f[-]

α [°]

Vv

[km/h]Ra

[daN]Pa

[kW]Rrul

[daN]Prul

[kW]Rp

[daN]Pp

[kW]Rd

[daN]Pd

[kW]Rt [daN]

Pt [kW]

50 0.0169 5.7 15 17.13 2.37 19.79 2,74 116.9 16.23 487,4 67,63 598,3 81,610 10.13 1.41 583,2 80,34-15 4.96 0.68 579,9 79,84

60 0.0173 5.7 15 22.81 3.81 20.21 3,36 116.9 19.48 412,3 68,71 553,4 80,220 14.59 2.43 551,8 79,98-15 8.21 1.36 548,3 79,97

70 0.0181 5.7 15 29.31 5.69 21.23 4,12 116.9 22.73 345,5 67,18 462,9 83,560 19.87 3.86 461,3 82,23-15 12.26 2.38 458,7 82,12

80 0.0185 5.7 15 36.62 8.13 21.66 4,81 116.9 25.42 311,2 69,15 426,5 87,230 25.95 5.76 422,3 87,13-15 17.13 3.81 420,9 86,89

90 0.0191 5.7 15 44.71 11.17 22.37 5,59 116.9 28.14 287,5 71,87 405,6 95,230 32.84 8.21 398,3 94,73-15 22.81 5.71 390,8 93,89

100 0.0194 5.7 15 53.63 14.89 23.19 6,44 116.9 32.47 231,6 63.33 362,5 88,220 40.55 11.26 360,8 87,98-15 29.30 8.13 358,9 87,82

110 0.0198 5.7 15 63.36 19.36 23.78 7,26 116.9 35.71 195,4 59,71 319,7 90,320 49.07 14.99 310,4 89,12-15 36.61 11.18 302,6 89,03

120 0.0211 5.7 15 73.91 24.63 24.56 8,18 116.9 39.12 175,4 58,46 293,8 88,290 58.39 19.46 290,5 88,02-15 44.71 14.90 283,1 87,79

130 0.0215 5.7 15 85.11 30.79 24.92 8,99 116.9 42.21 135,2 48,82 290,6 93,210 68.53 24.74 285,3 92,49-15 53.63 19.36 280,9 92,42

140 0.0218 5.7 15 92.25 37.89 25.41 9,88 116.9 45.83 126,6 49,23 256,8 83,250 79.48 30.91 252,3 83,16-15 63.36 24.64 250,7 83,02

150 0.0221 5.7 15 110.21 46.01 25.82 10,71 116.9 49.13 113,2 47,16 244,6 98,250 91.24 38.01 242,3 93,12-15 73.91 30.79 240,2 92,15

165 0.0224 5.7 15 131.16 58.19 26.32 12,06 116.9 53.57 95,3 45,04 239,2 112,10 108.81 50.14 237,4 108,3-15 86.32 41.31 235,4 106,2

Legendă:V [Km/h]- viteza autovehiculului;f [-] – coeficientul de rezistenţă la rulare;Vv [Km/h]- viteza vântului;Ra [daN]- rezistenţa aerului;Pa [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei aerului;Rrul [daN]- rezistenţa la rulare;Prul [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la rulare;

46

Rp [daN]- rezistenţa la pantă;Pp [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la pantă;Rd [daN]- rezistenţa la demarare;Pd [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la demarare;Rt [daN]- rezistenţa totală;Pt [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei totale.

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 1800

5

10

15

20

25

30

Rrul

V[km/h]

Rrul

[daN

]

Grafic5.1 Variaţia rezistenţei la rulare in funcţie de viteză atunci când autovehiculul urcă o rampă de 10%.

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

2

4

6

8

10

12

Prul

V[km/h]

Prul

[Kw

]

Grafic 5.2 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei la rulare când autovehiculul urcă o rampă de 10%.

47

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

20

40

60

80

100

120

140Rp

V[km/h]

Rp[d

aN]

Grafic5.3 Variaţia rezistenţei la pantă in funcţie de viteză atunci când autovehiculul urcă o rampă de 10%.

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

10

20

30

40

50

60

Pp

V[km/h]

Pp[K

w]

Grafic 5.4 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei la pantă când autovehiculul urcă o rampă de 10%.

48

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

20

40

60

80

100

120

Ra

V[km/h]

Ra[d

aN]

Grafic5.5 Variaţia rezistenţei aerului in funcţie de viteză atunci când vântul bate din faţă cu o viteză Vv=15 km/h

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

10

20

30

40

50

60

Pa

V[km/h]

Pp[K

w]

Grafic 5.6 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei aerului atunci când vântul bate din faţă cu o viteză Vv=15 km/h

49

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

20

40

60

80

100

120

Ra

V[km/h]

Axi

s Ti

tle

Grafic5.7 Variaţia rezistenţei aerului in funcţie de viteză atunci când vântul bate din spate cu o viteză Vv=-15 km/h

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

10

20

30

40

50

60

Pa

V[km/h]

Pa[K

w]

Grafic 5.8 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei aerului atunci când vântul bate din faţă cu o viteză Vv=-15 km/h

50

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

20

40

60

80

100

120

Ra

V[km/h]

Ra[d

aN]

Grafic5.9 Variaţia rezistenţei aerului in funcţie de viteză atunci când viteza vântului Vv=0 km/h

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

10

20

30

40

50

60

Pa

V[km/h]

Pa[

Kw

]

Grafic 5.10 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei aerului atunci când viteza vântului Vv=0 km/h

51

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

100

200

300

400

500

600

700

Rd

V [Km/h]

Rd

[d

aN]

Grafic5.11 Variaţia rezistenţei la demarare in funcţie de viteză.

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

10

20

30

40

50

60

70

80

Pd

V [Km/h]

Pd

[K

w]

Grafic 5.12 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei la demarare

52

Tabelul 5.2 Determinarea rezistenţelor la inaintare şi a puterilor necesare invingerii lor in funcţie de viteză atunci când autovehiculul coboară o pantă de 10%

V [km/h]

f[-]

α [°]

Vv

[km/h]Ra

[daN]Pa

[kW]Rrul

[daN]Prul

[kW]Rp

[daN]Pp

[kW]Rd

[daN]Pd

[kW]Rt [daN]

Pt [kW]

0 0.0153 -5.7 15 2.53 0.07 17.92 0 116.9 0 623,5 17,31 760,8 20,980 0.41 0.01 758,7 21,05-15 0.101 0.002 758,4 21,05

10 0.0153 -5.7 15 2.53 0.07 17.92 0,49 -116.9 -3.24 623,5 17,31 660,8 10,980 0.41 0.01 658,7 11,05-15 0.101 0.002 658,4 11,05

20 0.0157 -5.7 15 4.95 0.27 18.38 1,02 -116.9 -6.49 619,2 34,4 662,8 21,030 1.62 0.09 659,9 21,06-15 0.15 0.005 659,4 21,07

30 0.0162 -5.7 15 8.19 0.68 18.97 1,58 -116.9 -9.74 548,4 45,7 566,6 36,350 3.64 0.31 552,1 36,22-15 0.91 0.07 559,7 35,98

40 0.0167 -5.7 15 12.24 1.36 19.56 2,17 -116.9 -12.98 501,2 55,68 416,3 51,260 6.48 0.72 413,2 51,15-15 2.53 0.28 408,4 50,98

50 0.0169 -5.7 15 17.13 2.37 19.79 2,74 -116.9 -16.23 487,4 67,63 498,3 71,610 10.13 1.41 483,2 70,34-15 4.96 0.68 479,9 69,84

60 0.0173 -5.7 15 22.81 3.81 20.21 3,36 -116.9 -19.48 412,3 68,71 453,4 70,220 14.59 2.43 451,8 69,98-15 8.21 1.36 448,3 69,97

70 0.0181 -5.7 15 29.31 5.69 21.23 4,12 -116.9 -22.73 345,5 67,18 362,9 73,560 19.87 3.86 361,3 72,23-15 12.26 2.38 358,7 72,12

80 0.0185 -5.7 15 36.62 8.13 21.66 4,81 -116.9 -25.42 311,2 69,15 326,5 77,230 25.95 5.76 322,3 77,13-15 17.13 3.81 320,9 76,89

90 0.0191 -5.7 15 44.71 11.17 22.37 5,59 -116.9 -28.14 287,5 71,87 305,6 85,230 32.84 8.21 298,3 84,73-15 22.81 5.71 290,8 83,89

100 0.0194 -5.7 15 53.63 14.89 23.19 6,44 -116.9 -32.47 231,6 63.33 262,5 78,220 40.55 11.26 260,8 77,98-15 29.30 8.13 258,9 77,82

110 0.0198 -5.7 15 63.36 19.36 23.78 7,26 -116.9 -35.71 195,4 59,71 219,7 80,320 49.07 14.99 210,4 79,12-15 36.61 11.18 202,6 79,03

120 0.0211 -5.7 15 73.91 24.63 24.56 8,18 -116.9 -39.12 175,4 58,46 193,8 78,290 58.39 19.46 190,5 78,02-15 44.71 14.90 183,1 77,79

130 0.0215 -5.7 15 85.11 30.79 24.92 8,99 -116.9 -42.21 135,2 48,82 190,6 83,210 68.53 24.74 185,3 82,49-15 53.63 19.36 180,9 82,42

140 0.0218 -5.7 15 92.25 37.89 25.41 9,88 -116.9 -45.83 126,6 49,23 156,8 73,250 79.48 30.91 152,3 73,16-15 63.36 24.64 150,7 73,02

150 0.0221 -5.7 15 110.21 46.01 25.82 10,71 -116.9 -49.13 113,2 47,16 144,6 88,250 91.24 38.01 142,3 83,12-15 73.91 30.79 140,2 82,15

165 0.0224 -5.7 15 131.16 58.19 26.32 12,06 -116.9 -53.57 95,3 45,04 139,2 45,2

53

0 108.81 50.14 137,4 48,3-15 86.32 41.31 135,4 46,2

Singurele valori care se modifică faţă de Tabelul 5.1 sunt cele ale rezistenţei la pantă, ale rezistenţei totale si ale puterilor necesare invingerii acestor rezistenţe.Legendă:V [Km/h]- viteza autovehiculului;f [-] – coeficientul de rezistenţă la rulare;Vv [Km/h]- viteza vântului;Ra [daN]- rezistenţa aerului;Pa [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei aerului;Rrul [daN]- rezistenţa la rulare;Prul [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la rulare;Rp [daN]- rezistenţa la pantă;Pp [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la pantă;Rd [daN]- rezistenţa la demarare;Pd [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la demarare;Rt [daN]- rezistenţa totală;Pt [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei totale.

Grafic5.13 Variaţia rezistenţei la pantă in funcţie de viteză atunci când autovehiculul coboară o pantă de 10%.

54

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220

-140

-120

-100

-80

-60

-40

-20

0

Rp

V[km/h]

Rp[d

aN]

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220

-60

-50

-40

-30

-20

-10

0 Pp

V[km/h]

Pp[K

w]

Grafic 5.14 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei la pantă când autovehiculul coboară o pantă de 10%.

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

100

200

300

400

500

600

700

Rt

Series2Series4Series6

V [Km/h]

Rt[d

aN]

Grafic5.15 Variaţia rezistenţei totale in funcţie de viteză atunci când autovehiculul coboară o pantă de 10% când viteza aerului este Vv={15,0,-15}Km/h

55

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Pt

Series2Series4Series6

V [km/h]

Pt [K

w]

Grafic 5.16 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei totale când autovehiculul coboară o pantă de 10% când viteza aerului este Vv={15,0,-15}Km/h

Tabelul 5.3 Determinarea rezistenţelor la inaintare şi a puterilor necesare invingerii lor in funcţie de viteză atunci când autovehiculul se deplasarea pe un drum cu panta maximă de urcare de 30%;

V [km/h]

f[-]

α [°]

Vv

[km/h]Ra

[daN]Pa

[kW]Rrul

[daN]Prul

[kW]Rp

[daN]Pp

[kW]Rd

[daN]Pd

[kW]10 0.0153 16,7 15 2.53 0.07 17.92 0,49 329,5 9,15 623,5 17,31

0 0.41 0.01-15 0.101 0.002

20 0.0157 16,7 15 4.95 0.27 18.38 1,02 329,5 18,31 619,2 34,40 1.62 0.09-15 0.15 0.005

30 0.0162 16,7 15 8.19 0.68 18.97 1,58 329,5 27,46 548,4 45,70 3.64 0.31-15 0.91 0.07

40 0.0167 16,7 15 12.24 1.36 19.56 2,17 329,5 36,61 501,2 55,680 6.48 0.72-15 2.53 0.28

50 0.0169 16,7 15 17.13 2.37 19.79 2,74 329,5 45,77 487,4 67,630 10.13 1.41-15 4.96 0.68

60 0.0173 16,7 15 22.81 3.81 20.21 3,36 329,5 54,92 412,3 68,710 14.59 2.43-15 8.21 1.36

70 0.0181 16,7 15 29.31 5.69 21.23 4,12 329,5 64,08 345,5 67,180 19.87 3.86-15 12.26 2.38

80 0.0185 16,7 15 36.62 8.13 21.66 4,81 329,5 73,23 311,2 69,15

56

0 25.95 5.76-15 17.13 3.81

90 0.0191 16,7 15 44.71 11.17 22.37 5,59 329,5 82,14 287,5 71,870 32.84 8.21-15 22.81 5.71

100 0.0194 16,7 15 53.63 14.89 23.19 6,44 329,5 91,54 231,6 63.330 40.55 11.26-15 29.30 8.13

110 0.0198 16,7 15 63.36 19.36 23.78 7,26 329,5 100,69 195,4 59,710 49.07 14.99-15 36.61 11.18

120 0.0211 16,7 15 73.91 24.63 24.56 8,18 329,5 109,85 175,4 58,460 58.39 19.46-15 44.71 14.90

130 0.0215 16,7 15 85.11 30.79 24.92 8,99 329,5 119,01 135,2 48,820 68.53 24.74-15 53.63 19.36

140 0.0218 16,7 15 92.25 37.89 25.41 9,88 329,5 128,16 126,6 49,230 79.48 30.91-15 63.36 24.64

150 0.0221 16,7 15 110.21 46.01 25.82 10,71 329,5 137,42 113,2 47,160 91.24 38.01-15 73.91 30.79

165 0.0224 16,7 15 131.16 58.19 26.32 12,06 329,5 151,12 95,3 45,040 108.81 50.14-15 86.32 41.31

Legendă:V [Km/h]- viteza autovehiculului;f [-] – coeficientul de rezistenţă la rulare;Vv [Km/h]- viteza vântului;Ra [daN]- rezistenţa aerului;Pa [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei aerului;Rrul [daN]- rezistenţa la rulare;Prul [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la rulare;Rp [daN]- rezistenţa la pantă;Pp [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la pantă;Rd [daN]- rezistenţa la demarare;Pd [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la demarare;

57

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

5

10

15

20

25

Rrul

V[km/h]

Rrul

[daN

]

Grafic5.17 Variaţia rezistenţei la rulare in funcţie de viteză atunci când autovehiculul urcă o rampă de 30%.

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

2

4

6

8

10

12

Prul

V[km/h]

Prul

[kw

]

Grafic 5.18 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei la rulare când autovehiculul urcă o rampă de 30%.

58

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

50

100

150

200

250

300

350

Rp

V[km/h]

Rp[d

aN]

Grafic5.19 Variaţia rezistenţei la pantă in funcţie de viteză atunci când autovehiculul urcă o rampă de 30%.

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

20

40

60

80

100

120

140

160

Pp

V[km/h]

Pp[

daN

]

Grafic 5.20 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei la pantă când autovehiculul urcă o rampă de 30%

59

Tabelul 5.4 Determinarea rezistenţelor la inaintare şi a puterilor necesare invingerii lor in funcţie de viteză atunci când autovehiculul se deplasează pe un drum modernizat cu panta 0%

V [km/h]

f[-]

α [°]

Vv

[km/h]Ra

[daN]Pa

[kW]Rrul

[daN]Prul

[kW]Rp

[daN]Pp

[kW]Rd

[daN]Pd

[kW]Rt [daN]

Pt [kW]

0 0.0153 0 15 2.53 0.07 17.92 0 0 0 623,5 17,31 760,8 20,980 0.41 0.01 758,7 21,05-15 0.101 0.002 758,4 21,05

10 0.0153 0 15 2.53 0.07 18.12 0,49 0 0 623,5 17,31 660,8 10,980 0.41 0.01 658,7 11,05-15 0.101 0.002 658,4 11,05

20 0.0157 0 15 4.95 0.27 18.38 1,02 0 0 619,2 34,4 662,8 21,030 1.62 0.09 659,9 21,06-15 0.15 0.005 659,4 21,07

30 0.0162 0 15 8.19 0.68 18.97 1,58 0 0 548,4 45,7 566,6 36,350 3.64 0.31 552,1 36,22-15 0.91 0.07 559,7 35,98

40 0.0167 0 15 12.24 1.36 19.56 2,17 0 0 501,2 55,68 416,3 51,260 6.48 0.72 413,2 51,15-15 2.53 0.28 408,4 50,98

50 0.0169 0 15 17.13 2.37 19.79 2,74 0 0 487,4 67,63 498,3 71,610 10.13 1.41 483,2 70,34-15 4.96 0.68 479,9 69,84

60 0.0173 0 15 22.81 3.81 20.21 3,36 0 0 412,3 68,71 453,4 70,220 14.59 2.43 451,8 69,98-15 8.21 1.36 448,3 69,97

70 0.0181 0 15 29.31 5.69 21.23 4,12 0 0 345,5 67,18 362,9 73,560 19.87 3.86 361,3 72,23-15 12.26 2.38 358,7 72,12

80 0.0185 0 15 36.62 8.13 21.66 4,81 0 0 311,2 69,15 326,5 77,230 25.95 5.76 322,3 77,13-15 17.13 3.81 320,9 76,89

90 0.0191 0 15 44.71 11.17 22.37 5,59 0 0 287,5 71,87 305,6 85,230 32.84 8.21 298,3 84,73-15 22.81 5.71 290,8 83,89

100 0.0194 0 15 53.63 14.89 22.59 6,44 0 0 231,6 63.33 262,5 78,220 40.55 11.26 260,8 77,98-15 29.30 8.13 258,9 77,82

110 0.0198 0 15 63.36 19.36 22,98 7,26 0 0 195,4 59,71 219,7 80,320 49.07 14.99 210,4 79,12-15 36.61 11.18 202,6 79,03

120 0.0211 0 15 73.91 24.63 23,14 8,18 0 0 175,4 58,46 193,8 78,290 58.39 19.46 190,5 78,02-15 44.71 14.90 183,1 77,79

130 0.0215 0 15 85.11 30.79 23,47 8,99 0 0 135,2 48,82 190,6 83,210 68.53 24.74 185,3 82,49-15 53.63 19.36 180,9 82,42

140 0.0218 0 15 92.25 37.89 24.08 9,88 0 0 126,6 49,23 156,8 73,250 79.48 30.91 152,3 73,16-15 63.36 24.64 150,7 73,02

150 0.0221 0 15 110.21 46.01 24,22 10,71 0 0 113,2 47,16 144,6 88,250 91.24 38.01 142,3 83,12-15 73.91 30.79 140,2 82,15

165 0.0224 0 15 131.16 58.19 24,46 11,22 0 0 95,3 45,04 139,2 45,20 108.81 50.14 137,4 48,3-15 86.32 41.31 135,4 46,2

60

Legendă:V [Km/h]- viteza autovehiculului;f [-] – coeficientul de rezistenţă la rulare;Vv [Km/h]- viteza vântului;Ra [daN]- rezistenţa aerului;Pa [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei aerului;Rrul [daN]- rezistenţa la rulare;Prul [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la rulare;Rp [daN]- rezistenţa la pantă;Pp [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la pantă;Rd [daN]- rezistenţa la demarare;Pd [kW]- puterea necesară invingerii rezistenţei la demarare;

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

5

10

15

20

25

30

Rrul

V[km/h]

Rru

l[d

aN]

Grafic5.21 Variaţia rezistenţei la rulare in funcţie de viteză atunci când autovehiculul se deplasează pe un drum modernizat cu panta 0%

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 2200

2

4

6

8

10

12

Prul

V[km/h]

Prul

[Kw

]

Grafic 5.22 Variaţia puterii necesară invingerii rezistenţei la rulare când autovehiculul se deplasează pe un drum modernizat cu panta 0%

61

Observaţii şi concluzii:1. Rezistenţele la rulare variază în funcţie de tipul pneului cu care este echipat automobilul2. Majoritatea rezistenţelor încep să crească foarte mult de la viteza de 50km/h

3. Rezistenţa la rulare este mai mare decat cea a aerului , până la viteza de 50 km/h.

4. La 50km/h rezistenţa aerului este de 30% şi cea la rulare de 70%, iar la viteza de 110km/h rezistenţa aerului este de 66% în timp ce cea la rulare de 34%.

5. La 50km/h rezistenţa aerului reprezintă 2%, rezistenţa la rulare 8%, iar rezistenţa la pantă este de 90%.

6. Coeficientul de rezistenţă al aerului variază în funcţie de tipul automobilului, de forma constructivă şi de tipul caroseriei

62

Cap. 6 Predeteminarea caracteristicii de turaţie la sarcină totală a motorului şi alegerea motorului pentru autoturismul impus în tema de proiectare

Cap. 6.1 Determinarea caracteristicii de turaţie la sarcină totală a motorului din condiţia de viteză maximă in palier

Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a automobilului ( V max ), la deplasarea acestuia în treapta de viteză cea mai rapidă (priză directă sau echivalentul ei) în palier. Pentru a avea o anumită acoperire din punct de vedere al puterii, se poate admite că atingerea lui V max se obţine pe o foarte mică pantă p0=( 0.05 .. . 0 .3 )% , rezultand în acest fel o putere maximă ( Pmax ) ceva mai mare decât în cazul deplasarii în palier ( p0=00

).

Bilanţul puterilor : Pr=η t⋅P=Prul+Pp+Pa+Pd (6.1) Unde:

- Prul[kw]: puterea necesară invingerii rezistenţei la rulare;- Pp[kw]: puterea necesară invingerii rezistenţei la pantă;- Pa[kw]: puterea necesară invingerii rezistenţei aerului;- Pd[kw]: puterea necesară invingerii rezistenţei la demarare.

Pentru viteza maximă în palier: Pd=0 , Pp = 0

Pr = Prul + Pa = 0,135 + 61,401 = 61,536 kW (6.2)

ηt⋅PV max

= 1360

⋅[ f (V max)⋅Ga ¿cos α p0¿V max +Ga¿ sin α p0

¿V max +k⋅A⋅V max

3

13 ] (6.3)

- PVmax[kw]: puterea la viteză maximă;- Ga[daN]: greutatea autovehiculului;- k: coeficientul aerodynamic (k=0.06125*Cx=0.0245).

Mai departe se va determina puterea motorului corespunzatoare vitezei maxime din relatia (6.3)

(6.4)

63

PV max=

V max

ηt ¿360¿ [ f (V max )⋅Ga¿cos α p0

+Ga ¿ sin α p0+

k⋅A⋅V max2

13 ]PV max

=1650 . 93⋅360 [0 . 0258⋅11772⋅0 . 99+11772⋅0 . 04+0. 024⋅2 .14⋅1652

13 ]=75 . 5[ kw ]

(6.5)

Modelarea caracteristicii la sarcină totală a motorului se face prin realaţia analitică:

P=Pmax [(αα ')⋅ n

np+( β

β ')⋅( nnp )

2−(γ

γ ' )⋅( nn p )

3 ] (6.6)

sau, sub o formă simplificată:

P=Pmax⋅f p( nnp ) (6.7)

Dar pentru V=V max , motorul va avea turatia nV max , iar relatia devine:

PV max=Pmax⋅f p(nV max

np) (6.7)

Functia fp defineşte caracteristica la sarcină totală raportată şi depinde de tipul şi particularităţile constructive ale motorului.

Se alege tipul motorului şi se adoptă valorile pentru coeficientii de adaptabilitate (ca) şi de elasticitate (ce) , utilizand metoda intervalului de încredere.

Deoarece toate modelele de referinta sunt echipate cu motoare MAC de aprox. 1800 cm3 vom alege pentru automobilul ce se va proiecta un motor cu aprindere prin comprimare.

Pentru stabilirea coeficientului de adaptabilitate şi de elasticitate vom utiliza metoda intervalului de incredere.

Se adopotă o valoare pentru mărimea raportată : ζ =

nV max

np din tabelul urmator:Tipul automobilului ξMAC 0.9...1.0

Funcţia f p defineşte caracteristica la sarcina totală raportată şi depinde de tipul şi de particularităţile constructive ale motorului. În funcţie de tipul motorului impus prin temă se adoptă valorile pentru coeficinţii de adaptibilitate (ca) şi elasticitate (ce).

ca=M max

M p>1

şi ce=

nM max

np¿1

(6.8)unde:

- M max este valoarea momentului maxim dezvoltată de motor:

- M p este valoarea momentului la turaţia de putere maximă;

- nMmax este turaţia corespunzătoare momentului maxim;

- n peste turaţia corespunzătoare puterii maxime.-pentru motoarele cu aprindere prin comprimare valorile sunt: ce=0.4...0.6-pentru motoarele cu aprindere prin comprimare valorile sunt: ca=1.3...2.15

64

Tabelul 6.1 Prezentarea valorilor turaţiilor de putere maximă (np) şi moment maxim (nMmax), pentru fiecare dintre modelele similare alese.

Legendă:-Vmax [km/h]: viteza maximă constructivă;-Pmax [kw]: puterea maximă;-nPmax [rot/min]: turaţia la care puterea este maximă;-Mmax [Nm]: momentul motor maxim;-nMmax [rot/min]: turaţia la care momentul motor este maxim.

Tabelul 6.2 Valorile coeficientilor de adaptabilitate, respectiv elasticitate pentru modelele similare calculate cu formulele (6.8)

Nr.Crt. Modele asemanatoare Ce

[-]Ca

[-]1 Dacia Logan 0.51 1.982 Skoda Felicia 0.58 1.583 Fiat Doblo 0.43 1.594 Peugeot Partener 0.43 2.255 Ford Courier 0.52 26 Citroen Berlingo 0.47 1.927 Opel Corsa Utility 0.41 1.548 Renault Kangoo 0.46 1.659 VW Caddy 0.57 2.1210 Dacia 1304 Pick-Up 0.5 1.62

Legendă:-Ce [-]: coefficient de elasticitate;-Ca[-]: coefficient de adaptabilitate.

Tabelul 6.3 Alegerea coeficienţilor cu ajutorul intervalului de încredere

Parametrii x xalesca 1.596 1.6ce 0.528 0.5

Cunoscând ca si ce se calculează valorile coeficienţilor de formă ai caracteristicii motorului:

65

Nr.Crt.

Modele asemanatoare

Pmax

[kw]nPmax

[rot/min]Mmax

[Nm]nMmax

[rot/min]1 Dacia Logan 67 3750 200 19002 Skoda Felicia 48 4300 124 25003 Fiat Doblo 77 4000 200 17504 Peugeot Partener 66 4000 215 17505 Ford Courier 65 3800 195 20006 Citroen Berlingo 42 4000 214 19007 Opel Corsa Utility 55 4400 165 18008 Renault Kangoo 63 3750 200 17509 VW Caddy 48 3500 150 200010 Dacia 1304 Pick-Up 45 4500 118 2250

α=ce

2−ca⋅(2 ce−1)

(ce−1 )2=0.75

β=2⋅ce⋅( ca−1 )

(ce−1 )2=1 .5

γ=ca−1

(ce−1)2=1. 25

α '=2⋅ce

2−3⋅ce+ca

(ce−1 )2=10 .85

β '=3−2⋅ca−ce

2

(ce−1 )2=1 .5

γ '=2−(ce+ca )

(ce−1 )2=1 .27

(6.9)

Pmax=PV max

[α '⋅nV max

nP+β '⋅( nV max

nP )2

−γ '⋅( nV max

nP )3 ]

(6.10)

Raportul

nV max

nP se numeşte raportul de turaţie la viteză maximă şi se notează cu . =0,9...1 – pentru MAC.

Se alege =0,95;Se obtine astfel puterea maxima:

Pmax=PV max

α ' ζ +β ' ζ2+γ ' ζ3 (6.11)

Pmax=75 .51 .087∗0 . 95+1 .5∗0 . 952+1 . 27∗0.953

=65 .7 kw

Turatia de putere: np = 4500 rot/minTuratia minima: nmin = 0.2np = 900 rot/minTuratia maxima: nmax = np*1.1 = 4950 rot/minTuraţia medie: nmed=2700 rot/min

Pentru a reprezenta caracteristica externă, puterea se calculează cu formula:

P=Pmax [(αα ')⋅ n

np+( β

β ')⋅( nnp )

2−(γ

γ ' )⋅( nn p )

3 ] (6.12)

66

Pentru modelarea curbei momentului se poate utiliza relaţia de transformar

M=955 , 5⋅Pn

⇒¿ {M=M p [α+ β nnp

+γ ( nn p )

2 ] ¿¿¿ (6.13)

Tabelul.6.4 Putere şi moment în funcţie de turaţien

[rot/min]n/np

[-]P

[kW]M

[N/m]

1000 0,222222 17,25377229 164,85981500 0,333333 28,14814815 179,30372000 0,444444 39,51165981 188,7672500 0,555556 50,56241427 193,24953000 0,666667 60,51851852 192,75153500 0,777778 68,59807956 187,27284000 0,888889 74,01920439 176,81344500 1 76 161,3733

1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 45000

50

100

150

200

250

Curba puterii si a momentului motor

P[kW]M[N/m]

rot/min

P [k

W],

M [N

m]

Figura 6.1 Curba puterii si a momentului motor

Cap.6.2 Alegerea motorului şi prezentarea caracteristicii sale la sarcină totală

67

Pentru alegerea motorului , ce va echipa automobilul impus prin temă se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcină totală. Această metoda presupune alegerea a cel puţin 2 motoare cu puterea maximă foarte apropiată de cea teoretică (calculate anterior) şi suprapunerea

curbelor de variaţie P / Pmax (n /n p ).În funcţie de poziţia relativă a curbelor obţinute se va alege motorul. Recomandarea

prevede ca alegerea să corespunda situaţiei în care curba motorului să fie situate deasupra curbei motorului teoretic, astfel încât motorul ales să prezinte o rezervă de putere superioară.

Tabelul 6.5 Tipuri de motoare similareMotorul similar Dacia Logan Pick-Up Fiat DobloDenumirea motorului 1.5 DCI 1.9 M-jetCapacitate cilindrică [cm3] 1462 1910Putere maximă [kW] 67 77Turaţia de putere maximă [rot/min] 3750 4000Momentul maxim [Nm] 200 200Turaţia de moment maxim [rot/min] 1900 1750

În continuare se vor determina valorile coeficienţilor de adaptabilitate, (ca ) şi (ce ), pentru cele doua motoare alese. Pentru a putea calcula coeficientul de adaptibiliate, se va utiliza relaţia de transformare :

M p=955 , 5∗Pmax

np[ daNm ]

, (6.14)pentru a afla valoarea momentului la turaţia de putere maximă.

M p 1=955. 5⋅673750

=17 . 07 [daNm] (6.15)

M p 2=955. 5⋅774000

=18. 39 [daNm] (6.16)

Coeficinţii de adaptibilitate pentru fiecare dintre cele două motoare similare sunt:

(6.17)

Valorile coeficienţilor de elasticitate sunt :

68

ca=M max

M p⇒¿ {ca1

=200170 .7

=1 .17 ¿ ¿¿

(6.18)

(6.19)

(6.21)

(6.22)

(6.23)

69

ce=nM max

np¿ {ce 1 =

19003750

=0.51 ¿¿¿¿

α=ce

2−ca⋅(2 ce−1 )

(ce−1)2 ⇒¿ {α1=0 , 512−1 ,17⋅(2⋅0 ,51−1)

(0 ,51−1)2 =0 .52¿ ¿¿

β=2⋅ce⋅(ca−1)

(ce−1 )2 ⇒¿{β1=2⋅0 , 51⋅(1 ,17−1 )

(0 ,51−1 )2 =1 . 18¿ ¿¿

γ=ca−1

( ce−1)2 ⇒¿ {γ1=1 , 17−1

(0 ,51−1)2=1 . 13¿ ¿¿

α '=2⋅ce

2−3⋅ce+ca

(ce−1 )2 ⇒¿ {α1' =2⋅0 , 512−3⋅0 ,51+1, 17

(0 ,51−1 )2 =0 . 47 ¿ ¿¿

β '=3−2⋅ca−ce

2

(ce−1 )2 ⇒¿ {β1' =3−2⋅1 , 17−0 ,512

(0 , 51−1)2 =0 .29 ¿ ¿¿

(6.24)

Se va calcula puterea pentru fiecare motor ales cu formula:

P=Pmax [(αα ')⋅ n

np+( β

β ')⋅( nnp )

2−(γ

γ ' )⋅( nn p )

3 ] (6.25)

Tabelul 6.6 Putere şi moment în funcţie de turaţie motor teoretic 1n

[rot/min]n/np

P [kW]

M [N/m]

1000 0,222222 11,77709191 112,53011500 0,333333 19,02185185 121,16922000 0,444444 26,11451303 124,76212500 0,555556 32,26289438 123,30883000 0,666667 36,67481481 116,80933500 0,777778 38,55809328 105,26364000 0,888889 37,1205487 88,671714500 1 77 163,4967

1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 45000

20

40

60

80

100

120

140

160

180

Curba puterii si a momentului motor teoretic 1

P[kW]M[N/m]

rot/min

Figura 6.2 Curba puterii şi a momentului motor – motor teoretic 170

γ '=2−(ce+ca )

(ce−1)2 ⇒¿{γ1' =

2−( 0 ,51+1 , 17)(0 ,51−1)2 =0 . 65 ¿¿¿

Tabelul 6.7 Putere şi moment în funcţie de turaţie motor teoretic 2

n [rot/min]

n/npP

[kW]M

[N/m]1000 0,222222 23,23942387 222,05271500 0,333333 37,04555556 235,98022000 0,444444 50,28131687 240,2192500 0,555556 61,42572016 234,76913000 0,666667 68,95777778 219,63053500 0,777778 71,35650206 194,80334000 0,888889 67,10090535 160,28734500 1 77 163,4967

1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 45000

50

100

150

200

250

300

Curba puterii si a momentului motor teoretic 2

P[kW]M[N/m]

rot/min

Fihura 6.3 Curba puterii şi a momentului motor – motor teoretic 2

Alegerea motorului

71

1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 45000

10

20

30

40

50

60

70

80

90Curba puterii motoarelor teoretice si motorului ales prin tema

Motor teoreticMoto 1Motor 2

rot/min

Figura 6.4 Curba puterii pentru cele 3 motoare

Curba consumului specific de combustibil se poate modela cu ajutorul relației:

ce=ceP ∙[1,2−( nnP )+0,8 ∙( n

nP )2], (6.26)

în care valorile consumului specific efectiv de combustibil la regimul de putere maximă se aleg în funcție de tipul motorului și de tipul autovehiculului:

72

Tipul motorului Tipul automobilului ceP, [g/kWh]

MASAutoturisme 280 ÷ 350Autoturisme sport 310 ÷ 340Autocamioane, autobuze 300 ÷ 470

MAC Autoturisme 220 ÷ 340Autocamioane, autobuze -

0 1000 2000 3000 4000 5000 60000

50

100

150

200

250

300

350

Curba consumului specific de combustibil

rot/min

Ce[g

/kw

h]

Figura 6.5 Curba consumului specific de combustibil

În urma analizei graficului

PPmax

=P

Pmax (nnp ) , aleg motorul modelului teoretic similar 1

şi anume motorul 1.9 M-jet (Fiat Doblo) cu urmatoarele caracterisitci:

Tabelul 6.8 Caracteristicile motorului alesMotorul similar Fiat DobloDenumirea motorului 1.9 M-jetCapacitate cilindrică [cm3] 1910Putere maximă [kW] 77Turaţia de putere maximă [rot/min] 4000Momentul maxim [Nm] 200Turaţia de moment maxim [rot/min] 1750

Emisii CO2[g/km] 153Consum urban [l/100km] 8Consum extraurban [l/100km] 6.4Consum mixt [l/100km] 5.9

Motivul pentru care aleg acest motor sunt că acesta este mai performant, oferind o putere

şi un cuplu motor mai mari decât cele calculate iniţial. Un alt motiv pentru care am ales acest motor este că recomandarea prevede ca alegerea să corespunda situaţiei în care curba motorului să fie situate deasupra curbei motorului teoretic, astfel încât motorul ales să prezinte o rezervă de putere superioară.

Observaţii şi concluzii

-Pentru a atinge mai uşor viteza maximă constructivă automobilul rulează pe o pantă foarte mică;

73

-Pentru a calcula caracteristicile motorului este necesară cunoaşterea sau calcularea coeficientului de adaptabilitate şi a coeficientului de elasticitate;

-Motorul se alege în funcţie de curba de putere şi curba momentului motor;-Este de preferat să se aleagă un motor teoretic în detrimentul motorului calculat deoarece

motoarele existente sunt net superioare celui calculat în cadrul proiectului;-Motorul ales pentru tipul de automobil impus prin temă este de provenienţă Fiat,

1.9 M-jet.

Cap. 7 Derminarea raportului de transmitere al transmisiei principale şi al primei trepte a schimbătorului de viteze

Cap. 7.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale.

Viteza maximă a automobilului prescrisă în tema de proiectare se obţine în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze.

Dacă soluţia de schimbător de viteze adoptat pentru automobilul de proiectat este schimbător cu trei arbori, atunci viteza maximă se atinge în treapta de priză directă, iar dacă

74

schimbătorul este cu doi arbori atunci viteza maximă se atinge intr-o treapta similară prizei directe cu raport de transmitere apropriat de unitate.

Pentru stabilirea tipului de schimbător de viteze ce se va adopta pentru automobilului de proiectat se vor studia modele similare pentru a stabili cu ce tipuri de schimbătoare de viteze au fost echipate.

Se va face o analiză asupra tipulului de schimbător ce poate echipa automobilul.Această analiză constă în evidenţierea influenţei tipului de schimbător de viteze asupra performanţelor automobilului, adică în alegere raportului iSN.

Se ştie că: V=0.377 ⋅rr ⋅ni0 ⋅ isn

[ kmh ] (7.1)

Unde:- rr[mm]: rasa de rulare;( 317,25)- np[rot/min]: turaţia la putere maximă;( 4000)- i0: raportul de transmisie al transmisiei principale;- isn: raportul de transmisie in priză directă;(0.97)- V[km/h]: viteza autovehiculului.

iar pentru viteza maximă relaţia devine:

V max=0.377 ⋅rr ⋅nVmax

i0 ⋅ iSN[ km

h ] (7.2)

Unde:- nVmax[rot/min]: turaţia la viteza maximă.

iar iSN depinde de tipul de schimbător adoptat.Pentru soluţia constructivă totul faţă am decis că transmisia optimă ar fi cea cu 2 arrbori.

Pentru schimbător cu trei arbori iSN=1 (priză directă).Pentru schimbător cu doi arbori iSN=0.91..0.98 sau iSN=1.03..1.05.

Din relaţia (7.2) rezultă

(i0)pred=0.377 ⋅rr ∙ nVmax

iSN ⋅V max (7.3)

Unde nVmax=ζ ∙ nP (7.4)

nVmax=ζ ∙ nP=0.95 ⋅4000=3800 rot /min

Conform relaţiei (7.3) rezultă :

- Pentru schimbătorul cu doi arbori

( i0)pred=0 .377⋅r r⋅nV max

iSN⋅V max=0. 377⋅0 . 317⋅3800

0 . 97⋅165=2 . 83

Deoarece i0pred< 7 rezultă că transmisia principala folosită va fi una simplă.

75

Pentru definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale se alege un număr de dinţi pentru pinionul de atac al transmisiei principale, care este dependent de raportul de transmitere. Pentru aceasta se vor alege trei perechi de numere de dinţi pentru pinionul de atac.Valorile rapoartelor de transmitere efective şi numarul de dinţi sunt date în tabelul 7.1.

Tabel 7.1 Valorile indicate pentru numarul de dinti al pinionului de atac :

i0 2,5 3 4 5 6 - 7 >7zp min 15 12 9 7 6 5

In cazul transmisiei principale simple i0 =

zc

z p , unde zc reprezinta numarul de dinți ai coroanei, iar zp numarul de dinți ai pinionului. Tabel 7.2 Prezentarea a 3 variante de perechi de dinţi pentru angrenajul din transmisia principală pentru schimbătorul cu doi arbori.

Tip schimbător Schimbător cu doi arboriNr.crt.

Nr.dinţi pinion (Zp)

Nr.dinţi coroana (Zc)

(i0)pred ief ε [%]

1 12 332.83

2.75 -0.0282 12 35 2.91 0.0273 12 37 3.08 0.081

ε = ief−i0 pred

ief (7.5)

S-au ales trei perechi de numere de dinţi şi s-a calculat raportul de transmitere efectiv i01=2.75, după care s-a modificat numărul de dinţi ai coroanei determinându-se astfel alte două rapoarte de transmimtere ( i02=2.91 şi i03=3.08).

Alegerea uneia dintre cele 3 variante de rapoarte de transmitere efective i01 , i02 , i03 se face

cu ajutorul reprezentării grafice a variaţiei Pr (V ) şi Prez ,0 (V). Astfel se va justifica pe baza graficelor alegerea facută.

Pr=ηt ∙P emax [α ' (2,6525i0 ∙ isk

rr ∙ nP )V+ β ' (2,6525i0 ∙i sk

rr ∙ nP )2

V2

−γ ' (2,6525i0∙ isk

r r ∙ nP )3

V3], (7.6)

Unde:

- ηt este randamentul transmisiei, ηt =0,93;- Pe max=77 kW;- io reprezintă raportul de trasmitere al transmisiei principale;- isk reprezintă raportul de transmitere al treptei de viteză selectate (isk=0.97);- rr este raza de rulare, rr=317.25 mm;- np = 4000 rot/min.

Prez 0=f ∗Ga∗V

360+ k∗A∗V 3

4680 (7.7)

76

Tabel 7.3 Rapoarte de transmitere – putere şi viteză

Legendă-V[km/h]: viteza autovehiculului;-Pr[kw]: puterea la roată la cele trei valori diferite ale raportului de transmitere a

transmisiei principale;-Prez[kw]: puterea rezistentă.

0 20 40 60 80 100 120 140 160 1800

10

20

30

40

50

60

Pr-i02PrezPr-i01Pr-i03

V[km/h]

P[kw

]

Figura 7.1 Reprezentarea grafică a curbelor de putere in funcţie de raportul de transmitere al transmisiei principale si de viteza de deplasare in palier

77

V[km/h]

Pr-i01[kw]

Pr-i02[kw]

Pr-i03[kw]

Prez[kw]

0 0 0 0 010 4,787629 5,06928 5,368821 0,5220 9,65634 10,22529 10,82998 1,0430 14,54385 15,39424 16,29597 1,5740 19,38789 20,50234 21,67929 2,1150 24,12616 25,47578 26,89246 2,7760 28,69641 30,24078 31,84797 4,2170 33,03633 34,72354 36,45832 5,6580 37,08366 38,85027 40,63602 7,8890 40,77612 42,54716 44,29357 11,24100 44,05143 45,74044 47,34346 15,36110 46,8473 48,35629 49,69821 18,97120 49,10146 50,32094 51,27032 23,45130 50,75164 51,56057 51,97228 28,44140 51,73554 52,00141 51,7166 35,54150 51,99089 51,56965 50,41579 41,43165 50,87166 49,12446 46,31353 52,5

Detaliu

Folosindu-se raportul de transmitere se poate asigura cea mai mare viteza de deplasare de 165 km/h. In consecinta se alege raportul de transmitere aflat intre cele doua caracteristici,acest raport oferind o plaja mare de viteze de deplasare asigurand o viteza de deplasare de 165 km/h.

i0=2,75

Cap.7.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze (is1)

Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din următoarele condiţii:- învingerii pantei maxime impuse în temă;- deplasare în palier, pe drum modernizat, cu o viteză minimă stabilă;- solicitării ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

Cap.7.2.1. Determinarea lui is1 din condiţia de pantă maximă impusă în temă

La determinarea acestui raport se pune condiţia ca urcarea pantei maxime,pmax, să se facă cu viteză constantă, redusă.

Din bilanţul de tracţiune se obţine relaţia:

is 1=Ψ max · Ga· rd

i0∙ M max ·ηt (7.8)

în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează cu relaţia:Ψ max≃ f(0)·cosαpmax + sinαpmax (7.9)

Unde:αpmax= arctg(pmax)pmax=30%αpmax= arctg(0.3) =16.41

Ψ max≃ 0.016115·cos16.41 + sin16.41= 0.513

rd=rr

is1=0.513 ·11772 · 0.317

2.75∙ 200 ·0,93 = 3.742

78

Cap.7.2.2 Determinarea lui iS1 din condiţia de viteză minimă stabilă

Considerarea acestui criteriu are în vedere regimul uniform de mişcare pe un drum modernizat în palier.Utilizând această condiţie , valoarea acestui raport este dată de relaţia:

is1=0,377 ∙nmin · rr

i0 ∙V min (7.10)

În care Vmin = 6…10 km/h si nmin≃0.2·npnmin≃0.2·4000=800 şi Vmin = 10 km/h

is 1=0,377 ∙ 800· 0.3172.75∙ 10 = 3.476

Cap.7.2.3 Determinarea lui iS1 după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc

Solicitările ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa la pornirea de pe loc.Luând în considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, în cazul deplasării pe un drum în palier, de efectul valorii turaţiei iniţiale a motorului,n0 şi de mărimea puterii specifice,Psp, se obţine următoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:

is1= 0.11·iSN

ζ·n0·Vmax·√ ka

np · ca · P sp· 1

μ (7.11)

Unde:

n0= 1500+nM

3 =1500+

17503 = 2083.33 rot/min

μ=860…1025 (valoare maximă pentru autoturisme cu Vs=1800…3500 cm3

μ=1025ka=1.23

is1= 0.11·0.971.12 ·2083.33·194·√ 1.23

4000 ·1.1 · 97.95· 11025

= 3.362

Se alege raportul de transmisie cel mai mare , adică iS1 din condiţia de de pantă maximă impusă în temă (is1=3.742), celălalte valori ale rapoartelor nefiind apropiate ca valoare de raportul de transmitere predeterminat.

79

Observaţii şi concluzii

Roţile dinţate din cadrul transmisiei au un număr minim de dinţi, 12 în cazul transmisiei care echipează automobilul impus prin temă

Alegerea unui raport de transmitere se face în urma analizei graficului în care se compară cele 3 rapoarte de transmitere şi se alege raportul cel mai bun care permite atingerea unei viteze în palier cât mai apropiată de viteza maximă impusă prin temă.

Puterea la roată variază în funcţie de raza de rulare a roţii

Bibliografie

Stoicescu, P., „Dinamica autovehiculelor” vol. I si II, UPB, 1980Andreescu, C., Oprean, M., „Dinamica tractoarelor”, Editura Universitatii „Politehnica” din Bucuresti, 1997memoriu tehnic prezentat în cadrul seminarului

80

Cap.8 Calculul si construcţia ambreiajului

Cap.8.1

Cap.8.1.1 Date generale

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.

Figura 8.1 Ambreiajul din vedere frontală şi laterală

81

Cap.8.1.2 Rolul ambreiajului pe autovehicul

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor dezavantaje ale motorului cu ardere internă, care constau în: imposibilitatea pornirii sub sarcină, existența unei zone de funcționare instabile și mersul neuniform al arborelui cotit. Necesitatea includerii ambreiajului în transmisia automobilului este determinată de particularitatile functionării acesteia, caracterizate mai ales de cuplarea și decuplarea cu motorul. Decuplarea este necesară la oprirea si frânarea totală a automobilului sau schimbarea treptelor de viteză, iar cuplarea este necesară la pornirea din loc și după schimbarea treptelor de viteză.

Cuplarea lină a arborelui primar al cutiei de viteze cu arborele cotit al motorului, care are o turație ridicată, asigură creșterea transmisiei și fară șocuri a sarcinii la dinții roților dințate și la piesele transmisiei, fapt care reduce uzura si elimină posibilitatea ruperii lor. Prin decuplarea transmisiei de motor, roțile dințate din cutia de viteze nu se mai află sub sarcină și cuplarea lor se poate face fară eforturi mari între dinți. În caz contrar, schimbarea treptelor de viteză este aproape imposibilă, funcționare cutiei de viteze fiind însoțită de zgomot puternic, iar uzura dinților este deosebit de mare putând avea loc chiar distrugerea lor.

Rol :

- Asigură întreruperea legăturii dintre motor şi transmie la pornirea si oprirea autovehicului;

- Asigură pornirea din loc a autovehicului;

- Asigură egalizarea momentului motor cu momentul rezistent la schimbarea treptelor;

- Asigură amortizarea vibraţiilor torsionale din sistemul de propulsie.

Cap.8.1.3 Compunerea ambreiajului:

Ambreiajul este compus din următoarele părți principale:

A. Partea conducătoare – este acea parte a ambreiajului care este montată pe volantul motorului. Ea poate fi identificată ca fiind acea parte a ambreiajului care se rotește când motorul este in funcțiune, ambreiajul este decuplat, iar automobilul stă pe loc. Aceasta cuprinde următoarele componente principale:

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

B. Partea condusă – este acea parte a ambreiajului care este in legătura cinematică directă cu arborele de intrare (primar) al schimbătorului de viteza. Ea poate fi identificată ca fiind acea parte a ambreiajului care nu se rotește când motorul e in funcțiune, ambreiajul e decuplat, iar automobilul sta pe loc. Aceasta cuprinde următoarele componente:

82

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

C. Sistemul de acționare sau de comanda al ambreiajului - are in componenţă două părți:a) sistemul interior de acționare care cuprinde piesele si subansamblele care

realizează comanda ambreiajului si sunt situate in interiorul carterului. In varianta completă sistemul cuprinde următoarele:

- pârghiile de debreiere;- inelul de debreiere;- manșonul de debreiere cu rulmentul de presiune si suportul său;- furca ambreiajului.

b) sistemul exterior de acționare cuprinde toate piesele si subansamblele montate între pedala ambreiajului si capătul furcii ambreiajului. El are mai multe variante constructive si constituie un criteriu de clasificare a ambreiajelor.

Condiții generale impuse ambreiajului sunt:

- moment de inerție si masă proprie cat mai reduse;- dimensiuni de gabarit limitate (diametrul exterior maxim al garniturilor de frecare este

limitat la 430 mm);- parametrii de baza sa varieze cat mai puțin în timpul exploatării si sa fie prevăzut cu

dispozitive pentru reglare;- să fie echilibrat dinamic;- să fie ușor de întreținut sau dacă e posibil sa nu necesite operații de întreținere;- să aibă o construcție simplă si un preț de cost cât mai scăzut.

Figura 8.2 Discul si arcul de apăsare

83

Cap.8.1.4.Clasificarea ambreiajelor

Clasificarea ambreiajelor se face dupa urmatoarele criterii:

A. Dupa modul de transmitere a momentului ambreiajele sunt: a) ambreiaje simple care pot fi:- mecanice-transmit momentul prin intermediul lucrului mecanic de frecare dintre suprafetele de contact aflate sub actiunea unor forte normale de apasare;- hidraulice-transmit momentul prin intermediul energiei cinetice a unui lichid de lucru;- electromagnetice-transmit momentul prin intermediul energiei cimpului electromagnetic generat de un electromagnet alimentat de la sursa de curent a automobilului;b) ambreiaje combinate care constau din alaturarea a doua ambreiaje simple.

B. Dupa modul de actionare ambreiajele sunt:- ambreiaje neautomate comandate de forta musculara a conducatorului auto prin actionare mecanica sau hidraulica;- ambreiaje neautomate cu servomecanism de tip hidraulic,pneumatic,electric sau combinat care reduce efortul depus de conducatorul auto pentru actionarea pedalei ambreiajului;- ambreiaje automate actionate hidraulic, pneumatic, electric sau combinat in functie de pozitia pedalei de acceleratie, turatia si sarcina motorului sau de pozitia manetei schimbatorului de viteze, fara interventia conducatorului auto.Obiectul acestei lucrari il constitue studiul ambreiajelor mecanice, care se clasifica astfel:

1° Dupa forma suprafetelor de frecare sunt ambreiaje cu:- suprafete de frecare plane;- suprafete de frecare cilindrice;- suprafete de frecare conice.

2° Dupa numarul discurilor conduse sunt ambreiaje:- monodisc;- bidisc;- multidisc.

3° Dupa modul de realizare a fortei de apasare ambreiajele sunt:- cu arcuri elicoidale periferice;- cu arc central diafragma cu sau fara taieturi pe generatoare;- cu arc central elicoidal conic sau cilindric;- semicentrifugale - realizeaza forta de apasare mixt, atat cu arcuri periferice cat si sub actiunea fortei centrifuge a unor contragreutati;- centrifugale - realizeaza forta de apasare numai prin forta centrifuga a unor contragreutati;- electromagnetice - forta de apasare a discurilor este forta electromagnetica.Observatii:

84

a) Ambreiajele centrifugale sunt actionate automat in functie de turatia motorului prin insasi principiul lor de functionare.b) Ambreiajele mecanice electromagnetice se preteaza cel mai usor adaptarii unui sistem automat de actionare.

4° Dupa mediul in care lucreaza ambreiajele sunt:- uscate - lucreaza in atmosfera protejate de carterul construit neetans;- umede - lucrează in baie de ulei carterul fiind construit etans.

Pentru automobilul proiectat se aleg 2 tipuri de ambreiaje: mecanic, monodisc, uscat ,avand ca forta de apasare forta exercitata de un arc de tip diafragma, SAU

ambreiaj mecanic multidisc, uscat, actionat hidraulic sau pneumatic, avand arc de tip diafragma sau mai multe arcuri cilindrice dispuse radial.

Deoarece toate modelele similare au acelasi tip de ambreiaj: mecanic, monodisc, uscat cu arc diafragma, si pentru automobilul proiectat se va alege acelasi tip de ambreiaj.

Cap.8.2

Cap.8.2.1 Determinarea momentului necesar al ambreiajului

În timpul funcționarii 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 sa fie capabil sa transmită momentul maxim al motorului si in cazul când garniturile sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adopta un moment mai mare decât momentul maxim al motorului, numit momentul necesar sau momentul de calcul al ambreiajului.

Mc= β . Mmax=1.4 . 440 Nm =616 Nm (47)

Alegerea valorii coeficientului de siguranța, β se face ținându-se seama de tipul si destinația automobilului, precum se de particularitățile ambreiajului. Pentru valori mari ale coeficientului de siguranța se reduce intensitatea patinării ambreiajului deci si lucrul mecanic de patinare, creşte durata de funcționare a ambreiajului, se reduce timpul de ambreiere si se îmbunătăţesc performanţele dinamice ale automobilului. Mărirea exagerata a coeficientului de siguranța conduce la apariția unor suprasarcini in transmisie, in special la frânarea brusca a automobilului, precum si mărirea forței necesare decuplării ambreiajului. Reducerea valorii coeficientului de siguranța a ambreiajului conduce la o buna protecție a transmisiei la

85

suprasarcini, dar la o uzura mai mare a discurilor, deoarece patinarea ambreiajului este mai intensa. Forța necesară decuplării este mai redusă. Transmiterea integrală a momentului motor si după uzarea maxima normală a garniturilor de frecare înseamnă ca, in aceasta situație limită, coeficientul de siguranța al ambreiajului sa fie mai mare sau cel putin egal cu unu, adică: β ≥ 1.

Pentru valorile coeficientului de siguranță al ambreiajului se recomandă valorile:

-β=1,3…..1,75 pentru autoturisme cu capacitate normala de trecere;

-β=2,0…..2,5 pentru autoturisme cu capacitate marita de trecere;

-β=3,0…..4,0 pentru autoturisme de competitii sportive;

-β=1,6…..2,0 pentru autocamioane si autobuze obisnuite;

-β=2,0…..3,0 pentru autocamioane cu remorca sau autobuze urbane.

Valoarea aleasă pentru coefficient este 1.4

Valorile spre limita superioara se recomanda in cazul ambreiajelor cu arcuri elicoidale periferice, iar valorile spre limita inferioara in cazul ambreiajelor cu arc central diafragma.

Cap.8.2.2 Presiunea specifică si creșterea temperaturii pieselor ambreiajului

a) Presiunea specifică dintre suprafeţele de frecare ale ambreiajului se defineşte ca raportul dintre forta dezvoltata de arcul (arcurile) de presiune F şi aria unei suprafete de frecare a ambreiajului A, adică:

(48)

Valoarea maximă a presiunii specifice este limitată de tensiunea admisibilă la strivire a materialului garniturilor. În adoptarea valorii sale în etapa de predimensionare a ambreiajului trebuie avut în vedere:

-valori spre limita tensiunii de strivire favorizează reducereadimensiunilor ambreiajului (discurile conduse vor avea dezvoltări radiale mici), a momentului de inerție, dar durabilitatea ambreiajului se reduce sub limitele acceptate pentru constructia de automobile;

-valori 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

86

ambreiajului. În plus crește uzura garniturilor, deoarece cresc vitezele tangențiale de alunecare dintre suprafețele de contact.Din considerente de uzură a suprafețelor de frecare, presiunea specifică se admite în urmatoarele limite:

- =0,2…..0,5 [Mpa] in cazul garniturilor din rasini sintetice (49)impregnate cu fibre de kevlar sau de sticla;

- =1,2…..2,5 [Mpa] pentru garniturile metaloceramice. (50)

Se alege =1.5 [Mpa] ,garnitura metaloceramica Presiunea este dată de relaţia :

p0=N /( μ .(R2-r2)) =1.5 (51)

Aria suprafeţei de frecare

A=π(R2-r2)i=5812 mm2 (52)

b) Cresterea temperaturii pieselor ambreiajului(Δt). La un parcus urban de 10 km, frecventa cuplarilor-decuplarilor ambreiajului este de circa 100...300 ori. Experienţele au aratat ca o crestere a temperaturii in planul de alunecare al garniturilor este de la 300 la 1000 C mareste uzura acestora de circa doua ori. De asemenea, avand in vedere durata procesului de cuplare (tc<1,0 secunde), schimbul de caldura cu exteriorul este redus, astfel ca se considera ca intreg lucru mecanic de patinare se regaseste sub forma de caldura in discul de presiune si in volant.Bilanţul termic este dat de relaţia γL = mca c ΔtUnde mca este masa comopnentelor ambreiajului care se încalzescc capacitatea termică a materialuluiγ’0.5 pentru ambreiaj monodisc

Δt este cresterea de termperatură

Un alt parametru important in dimensionarea partilor componente ale ambreajului este lucrul mecanic pierdut prin frecare la cuplare. Exista mai multe formule de calcul a acestei marimi, unele exacte altele aproximative, in functie de necesitati si de precizia cu care dorim sa lucram. Am ales pentru acest calcul, o formula ce tine cont de masa autovehiculului, a rapoartelor de transmitere al transmisiei principale si a primei trepte a schimbatorului de viteze si a razei de rulare.

L=357,3∗Ga∗rr

2

is 12 i0

2 (53)

Înlocuim în formulă se obţine : L =3900.6 J87

cresterea de temeratura a ambreajului la fiecare cuplare.

∆ t= ∝∗Lc∗mp

=1.56 C (54)

Unde:

α: coeficientul care exprima partea din lucrul mecanic preluat de discul depresiune al ambreajului, α=0,5

c: caldura specifica a pieselor din fonta si otel , c=500 J/kg⁰Cmp: masa aproximativa a ambreajului

mp=2.5 kg

∆ t=0,5∗390.6500∗2.5

=1.56 °C

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

Cuplul de frecare pentru întreaga suprafaţă este :

M=2μπp0 ( R3-r3)/3= 318 Nm (55)

La ambreiajul cu i supreafeţe de frecare mementul de frecare şi în acelaşi timp de calcul al ambreiajului este :

Mc=Nμi 2/3 ( R3-r3)/ (R2-r2) = 616 Nm (56)

Raza medie poate fi luată aproximativ :

Rm=(R+r) / 2 = 117.7 mm (57)

Raza interioară a garniturii variază în funcţie de raza eterioară între valorile de mai jos :

r =(0.55-0.65) R = 0.6 x 185 = 88.3 mm (58)

Substituind r =0.6 rezultă :

88

D=2R=2.5 (Mc/ μπp0i)^1/3 =294.4 mm (59)

R= 147.2 mm

Cap.8.3

Cap.8.3.1 Calculul arcului de presiune

Pentru autoturisme se recomanda folosirea arcurilor diafragma, pentru a avea o forat de apasare constanta pe toata circumferinta discului si pentru o modelare mai avantajoasa a caracteristicii de deplasare a fortei de apasare.

În acest caz forţa de apasare va avea urmatoarea formula:

F=M c

i∗μ∗Rmed=

2∗M c

i∗μ∗(r+R) (60)

Se obţine

F= 2∗6160002∗0,3∗(88.3+147.2)

=8719 N (61)

Dimensiunile de baza ale arcului diafragma sunt prezentate in figura de mai jos.

Figura 8.3 Vedere laterală a arcului diafragmă Scară 1:2

d1=D e=294.4 mm (62)

d2≅ 0,7∗d1⟹d2=205.8 mm (63)

d3≅ 0,2∗d1⟹d3=58.88 mm (64)

Consideram inaltimea totala a arcului H=12 mm.

89

Acum putem calcula si inaltimea partii continue a arcului:

h=H∗d1−d2

d1−d3=12∗294.4−205.8

294.4−58.88=4,5 mm (65)

Grosimea arcului:

s= h1,96

= 4,51,96

=2,3 mm

Deaorece materialul din care este fabricata piesa este oţel aliat de arc, modulul de elasticitate longitudinal este E=2,1∗105 MPa .Se alege coeficientul lui Poisson caracteristic acestui material: μ=0,25.

Figura 8.4

Din desen deducem:

a=d2

2=205.8

2=102.9 mm

b=d1

2=294.4

2=147.2 mm

e=d3

2=58.88

2=29.44 mm

c ≅ 0,75∗b=110.4mm

Forta de apasare a arcului are urmatoarea formula:

90

F1=

π∗E '∗s4

6(b−c )2∗f 1

s∗ln ( b

a )[( hs−

f 1

s∗b−a

b−c )∗(hs−

f 1

2 s∗b−a

b−c )+1] (66)

Calculam si modulul de elasticitate relativ

E'= E1−μ2 =

2,1∗105

1−0,32 =2,3∗105 MPa (67)

Pentru a calcula forta F2, forţa de decuplare, folosim relaţia:

F2=b−cc−e

∗F1 (68)

Cap.8.3.2 Dimensionarea discului de presiune

Funcţional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forţei arcurilor pe suprafaţa de frecare, componentă a parţii conducatoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri si eventualele parghii de debreiere şi masa metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului. Faţă de aceste funcţii, predimenionarea lui se face din condiţia preluarii căldurii revenite în timpul patinării fără încălziri periculoase.

Asimiland discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei: raza exterioară red=R+( 3…5), raza interioara rid=r-(3…5), se obtine din relaţia urmatoare înălţimea necesară a discului de presiune:

hd=L∗α

c∗π∗ρ∗∆ t∗(r ed2 −rid

2 )= 7.2 mm (69)

Unde:

red=R+4 mm=151.2 mmrei=r−4 mm=92.3 mm

ρ: densitatea medie a ambreajului, ρ=7800[ kgm3 ]

c=500J/kg

Cap.8.4

Calculul parţii conduse

Cap.8.4.1 Calculul arborelui ambreajului

91

Calculul părţii conduse cuprinde calculul arborelui condus, calculul legăturii dintre arborele ambreiajului şi butucul discului condus şi calculul arcurilor elementului elastic suplimentar.         

Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiţia de rezistenta la solicitarea de torsiune determinată de acţiunea momentului motor, diametrul de predimensionare fiind dat de relaţia:

d i=3√ M c

0,2∗τat

(70)

Pentru a putea determina acest diametru, mai intai trebuie sa alegem materiaul. Un material ce se încadrează în cerinţele problemei este 18MoCrNi13.

τ at=(0,6 …0,7 )∗σ c

2…3 (71)

σ c=590 MPa avemτ at=170 MPa (72)

Acum avem toate datele pentru a calcula diametrul de baza.

d i=3√ 616∗103

0,2∗170=23.56 mmd i=24 mm

de=30 mm

Valoarea definitivă a diametrului se determină în funcţie de dimensiunile standardizate ale arborilor canelaţi, diametrul Di determinat, reprezintă diametrul de fund necesar canelurilor adoptate. Adopt conform STAS 7346-85 arbore canelat cu caneluri dreptunghiulare clasa mijlocie, cu dimensiunile:

Diametrul nominal D

Dd pd z Arbore Butucde di b r1 De Di g r2

24 22 2,033

34 23,9 21,61

600 0,25 20,8

23,76 49024’42 ‘’ 0,15

Tabel 8.1 Extras din STAS

Pentru a calcula presiunea de strivire, trbuie intai sa calculam forta de apasare si inaltimea danturii.

92

F=3∗M c

de+d i=3∗616∗103

26+30=33000[N ] (73)

h=de−d i

2=3 mm (74)

Calculul îmbinarii dintre arbore si butuc se face pentru strivire pe flancurile canelurilor cu relatia:

σs=k .β.Mmax/ (Dd

.h.z.L) = 2 . 616000/ 22.28 .1.48.34.25 =43.9MPa (75)

- k=2  este coeficient de repartizare a sarcini pe caneluri;

Dd= (De+Di)/2 = 22.28 (76)

Dd este diametrul mediu al canelurilor;  

h mediu=(De-Di)/2= 1.48 [mm]

- h este înaltimea portanta a canelurii;

- z=34 - numarul de caneluri;

- L=25  [mm] este lungimea de îmbinare cu butucul discului condus

     

Figura 8.5 Schema pentru calculul canelurilor

Cap.8.4.2 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar

93

Prin introducerea în transmisia automobilului a unui element elastic suplimentar se reduc sarcinile dinamice care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului şi se modifică caracteristica elastică a transmisiei înlaturându-se astfel posibilitatea apariţiei rezonanţei de înalta frecvenţă. În figura 8.6 se reprezinta caracteristica elastica a transmisiei prevazuta cu element elastic

suplimentar.

Figura 8.6 característica elastică a transmisiei prevăzută cu element elastic suplimentar

          Pentru unghiuri de rasucire ale organelor transmisiei cuprinse între -j1 si j1 rigiditatea transmisiei este determinata de rigiditatea arcurilor elementului elastic. Dupa ce momentul de torsiune care se transmite depaseste valoarea M1, arcurile elementului elastic suplimentar sunt comprimate pâna la limita maxima admisa, iar pentru valori mai mari decât M, rigiditatea transmisiei este data de rigiditatea organelor ei. Pentru a obtine o caracteristica elastica neliniara a transmisiei si pentru unghiuri cuprinse între-j1 si j1 se utilizeaza discuri conduse la care arcurile elementului elastic suplimentar nu intra toate în actiune în acelasi timp. Acest lucru se realizeaza practic prin prevederea în flansa butucului si în discuri a unor ferestre de lungimi diferite si prin folosirea de arcuri cu caracteristici diferite.

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

Me=Gad.ϕ.rd / ( icv1

.i0) = 508 Nm (77)

unde:

- Gad=17970 [N]    -  greutatea aderentă;

- rd=0,37  [m]     -  raza dinamica a roţilor;

- ϕ=0,6                 -  coeficientul de aderenţă;

- icv1=3.53              -  raportul de transmitere în prima treapta din cutia de viteza;

- i0=4,33                -  raportul de transmitere al puntii motoare.

94

Daca Rmed este raza medie de dispunere arcurilor si daca se considera ca toate arcurile participa în mod egal la preluarea momentului de calcul, forta de calcul este : 0,117

Fc=Me/( z .Rm) =846 Nm (78)

Unde Rm ( 40-60 ) mm Am ales Rm=50 mm

z= 12

F=508× 103

12 ×50=846.66 N

Din condiția ca amplitudinea unghiulară pe care trebuie să o admită elementul elastic sa se situeze în intervalul q=±(7…10)0 se obtine pentru sageata arcului valoarea maxima:

f=Rm.sinƟ=6.95 (79)

Cap.8.4.3 Parametrii constructivi ai elementului elastic suplimentar

Capetele arcurilor se sprijina pe ferestrele executate în disc si în butuc .

Lungimea ferestrelor se face mai mica decât lungimea libera a arcurilor cu aproximativ 15…20%, astfel încât la montare arcurile se pretensioneaza.

Pentru dimensionarea ferestrelor se recomanda urmatoarele valori:

- lf=26  [mm];

- D=17 [mm]

- Re=48  [mm];

- a=1,5  [mm];

-d=3[mm]

- înclinarea capetelor 1,20.

   Taietura în butuc:

B=d+λr+λm=8+2+2=12[mm]           (80)    

unde:

- d=8 [mm] - diametrul limitatorului;

95

Cap.8.4.4 Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare

Niturile utilizate la fixarea garniturile de frecare sunt de tipul cu capul înecat , din otel moale , cupru sau aluminiu . Diametrul niturilor este de obicei de 4..6 mm. Ambreiajul cuplează cu smucituri sau face zgomote puternice poate fi datorat ruperii niturilor de fixare a garniturilor de frecare , dereglarea sau ruperea .

Ruperea niturilor de fixare a garniturilor de frecare  se datoreste slăbiri lor ca urmare a funcţionarii cu şocuri a ambreiajului sau montărilor greşite .Defecţiunea se produce treptat si este insotita de şocuri si de zgomote metalice .Remedierea consta in schimbarea discului de fritiune.

Aceste nituri sunt confectionate din OL34 sau OL38.Niturile se verifica la forfecare si la strivire.Verificarea niturilor la forfecare se face cu relatia:

nnn

Mf AZr

M

(81)

unde

rn este raza cercului pe care sunt dispuse niturileZn este numarul niturilorAn este sectiunea transversala a nituluirn=60 mmZn=8 nituriAn=

22 27.283 mmτf = 616000 ( 60*8*28.27) = 45.39 N/mm 2

Verificarea niturilor la strivire se face cu relatia:

nnnn

Ms ldZr

Mp

(82)

Sistemul şi calculul sistemului de acţionare al ambreiajului

Calculul sistemelor de acționare se face în scopul determinării parametrilor acestuia în condițiile în care forța de acționare exercitată de conducător asupra pedalei ambreiajului și cursa pedalei trebuie să se situeze în limite ergonomice. Sistemul de acţionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobile deoarece, faţă de sistemul de acţionare mecanic, prezintă o serie de avantaje, cum ar fi:

-randament ridicat;

-posibilitatea dispunerii ȋn locul dorit fără complicaţii constructive.

96

Ambreiajul hidraulic foloseste acelasi lichid din acelasi rezervor cu lichid ca si franele. Ca nu cumva la o defectiune a ambreiajului sa ramai fara lichid si la frane, furtunul care duce la pompa de ambreiaj este bagat mai sus in rezervorul cu lichid de frana. Asa ca la o scadere a nivelului de lichid de frana mai intai nu mai decupleaza ambreiajul.

Figura 8.7

Ambreiajul cu comanda hidraulica 1- pedala ambreiajului; 2- tija pompei centrale; 3- cilindrul pompei; 4- pistonul pompei; 5- arcul pistonului; 6- conducta; 7- cilindrul receptor; 8- pistonul cilindrului receptor; 9- tija cilindrului receptor; 10- furca de debreiere; 11- surub de reglaj; 12- arc; 13- arcul pedalei; 14- arc; 15- discul condus; 16- placa de presiune; 17- arcul ambreiajului; 18- parghie de debreiere; 19- surub; 20- mansonul si rulmentul de presiune; 21- carcasa ambreiajului; 22- carcasa discului de presiune - cilindrul receptor 7, fixat de carterul ambreiajului prin intermediul unor suruburi; - conducta de legatura 6 dintre pompa si cilindru - furca de debreiere 10; - rulment de presiune 20.La apasarea pedalei ambreiajului 1, pistonul 4 din pompa centrala se deplaseaza si trimite lichidul prin conducta de legatura 6, la cilindrul receptor 7, prin intermediul tijei 9, pistonul cilindrului receptor va actiona furca 10, producand debreierea.La eliberarea pedalei ambreiajului 1, arcurile 12 si 13 readuc mecanismul in pozitia initiala. Principalul avantaj al sistemului este efectul multiplicator obtinut prin adoptarea unui diametrupentru cilindrul receptor superior celui al cilindrului pompei de comanda. Cilindrul are o fiabilitate relative mică deoarece există vibraţii în grupul moto-propulsor.Pentru a ridica durabilitatea rulmentului din manşonul de decuplare s-a adoptat soluţia în care,în maşon este deja integrat cilindrul receptor,şi totodată sunt reduse si vibraţiile.

CAPITOLUL 9

97

Cap.9.1 Calculul mecanismului de acţionare

Se urmăreşte ca parametrii determinaţi să se încadreze în limitele prescrise.Se determină cursa totală a pedalei şi forţa la pedală.

Conform principiului lui Pascal se poate scrie:

(83)

unde d1-diametrul cilindrului de acţionare;

d2- diametrul cilindrului receptor.

Forţa F2 se determină funcţie de forţa de apăsare a discurilor:

(84)

Forţa F1 se determină funcţie de forţa la pedală:

(85)

Înlocuind F1 şi F2 rezultă :

(86)

unde im=

ab⋅c

d⋅e

f raport de transmitere mecanic;

ih =(

d2

d1)2

raport de transmitere hidraulic;

ηa=(0,950,98) randamentul de acţionare al mecanismului hidraulic.

Cursa totală a manşonului rulmentului de presiune (sm) se determină cu relaţia:

(87)

98

F1

F2=

d12

d22

F2=F⋅dc⋅f

e

F1=F p⋅ab

F p=F

ηa ia= F

im⋅ih⋅ηa

sm=sl+ jd⋅ip⋅i

unde sl=cursa liberă a manşonului;

sl=(24)[mm]

se alege sl=3.5[mm]

jd=jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafeţe de frecare pentru o

decuplare completă a ambreiajului;

jd=0,7[mm]

i=numărul de suprafeţe de frecare;

i=2

ip=raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere.

Se alege ip=1,7

Sm=3.5+0,71,72=5,88[mm]

Se determină cursa pistonului cilindrului receptor cu relaţia:

S2=Sm∙ cd (88)

Se considera raportul cd≅ 1.8

Deci cursa pistonului cilindrului receptor va fi :

S2=5.88 ∙1.8=10.58 mm

Volumul de lichid activ în cilindrul receptor este :

(89)

Pentru d2=30[mm]

Rezultă volumul de lichid active în cilicndrul receptor este 8,3 cm3

Datorită faptului că presiunea de lucru este redusă , iar conductele de legătură au o lungime relativ mică, se poate neglija deformaţia conductei , iar volumul de lichid refulat din

99

V 2=sm⋅πd2

2

4⋅c

d

cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de pistonul pompei receptoare (V1=V2).

Cursa pistonului pompei centrale se determină cu relaţia:

S1=4.V2/ ( π.d12) =4.69 [cm] (90)

(91)

Cursa totală a pedalei de ambreiaj este:

Sp=S1 . ab

=46.9 .3=140.7 mm (92)

Unde raportul s-a considerat ab=3

Se recomandă Sp să aibă valori între 150 mm și 180 mm.

Forţa la pedală Fp se poate micşora prin mărirea randamentului mecanismului de acţionare ηa .Forţa la pedală (la ambreiajele fără servomecanisme auxiliare) nu trebuie să depăşească 15-25 [daN] deoarece consumul prea mare de efort fizic conduce la obosirea excesivă a conducătorului auto.

Forţa la pedală se determină astfel:

F1=Fp /¿) (93)

F2=F1 ∙d2

2

d12 = F p∙ a

b∙

d22

d12 ,

F2=F ∙ dc

∙ fe ,(94)

Astfel F=F2 ∙ cd

∙ ef =F p∙ a

b∙ c

d∙ ef

∙d2

2

d12 (95)

Se considera raportul ef=2 ;

100

d2

d1=2⇒d1=

d2

2=30

2=15[ mm ]

Fp=F/(a/b c/d e/f)/(d2/d1)^2 =201,8 N

Observaţii şi concluzii

Forţa de apăsare la pedală se află în limite normale,maximul acceptat este 500N

Bibliografie

20 “Transmisii pentru autovehicule “ PROF DR ING. MIRCEA OPREAN

22.http://www.google.ro/search?q=deformatia+elastica+a+arcului+diafragma&source=lnms&tbm=isch&sa=X&ei=1DlwUZCDI4GItQaSvYGICg&ved=0CAcQ_AUoAQ&biw=1366&bih=633

12. http://www.scritube.com/19 http://ambreiajshop.blogspot.ro/2012/06/mecanismul-hidraulic-de-comanda-al.html

16. www.Scribd.com

21 http://www.acuz.net/html/Ambreiajul.html

101