proiect automobile
TRANSCRIPT
Universitatea Politehnica BucurestiFacultatea de Transporturi
Departamentul Autovehicule Rutiere
ProiectAutomobile
Profesor coordonator: Student: Popa Laurentiu Grupa: 8305
2011-2012
1
Tema de proiect
Să se efectueze proiectarea generală, funţională, privind dinamica tracţiunii şi a ambreiajului pentru un automobil având următoarele caracteristici:
- Tipul automobilului: autoturism- Caroseria: hatchback- Numărul de persoane (locuri): 5- Masa utilă maximă constructivă:- Viteza maximă in palier: 170 km/h- Panta maximă: 33 %- Alte particularităţi: MAS 4x2 tracţiune faţă
2
Memoriul tehnic
PARTEA I
Capitolul 1 : Alegerea si analiza unor modele similar de automobile conform cerintelorCapitolul 2 : Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru autoturismul sedan impus prin temaCapitolul 3 : Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare,in diferite conditii de deplasareCapitolul 4 : Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin temaCapitolul 5 : Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbatorului de viteze
PARTEA a II-a
Capitolul 1 : Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiajCapitolul 2 : Calculul de dimensionare si verificarea garniturilor de frecareCapitolul 3 : Calculul principalelor elemente ale ambreiajuluiCapitolul 4 : Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului
3
CUPRINSPARTEA I 7
Capitolul 1: Alegerea si analiza unor modele similar de automobile conform cerintelor 7
1.1 Alegerea modelelor similare de automobile.................................................................. 71.2 Analiza particularitatilor lor constructive....................................................................... 91.3 Analiza principalelor caracteristici dimensionale exterioare......................................... 101.4 Analiza principalilor parametric masici.......................................................................... 121.5 Analiza principalilor parametri energetici...................................................................... 131.6 Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta..................................................... 15
Capitolul 2: Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru autoturismul sedan impus prin tema
16
2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai automobilului............ 16
2.1.1 Predeterminarea principalilor dimensiuni exterioare............................................. 16
2.1.2 Determinarea principalilor parametrii masici........................................................ 18 2.1.3 Predeterminarea parametrilr dimensionali si masici ale principalelor subansamble.............................................................................................................................
20
2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere..............................................................................................................
21
2.2.1 Predeterminarea formei si dimensiunilor interiorului postului de conducere....... 21 2.2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor habitaclului....................................... 232.3 Intocmirea schitei de organizare generala.................................................................... 232.4 Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului.Verificarea stabilitatii longitudinale a automobilului
26
2.4.1 Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului 26
2.4.2 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale 302.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora 32Capitolul 3 : Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare,in diferite conditii de deplasare
34
3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare 343.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare,in functie de viteza autovehiculului
36
Capitolul 4: Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tema
41
4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier
41
4.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala 44
4
Capitolul 5: Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbatorului de viteze
45
5.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale 455.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze 47
5.2.1 Predeterminarea lui in conditia de panta maxima 47
5.2.2 Predeterminarea lui din conditia de viteza minima stabila 48
5.2.3 Determinarea lui dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea
ambreiajului, la pornirea de pe loc
48
PARTEA a II-a 49Capitolul 1 : Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj 49
1.1 Analiza solutiilor constructive posibile 491.2 Analiza modelelor similare 491.3 Alegerea solutiei constructive de ambreiaj ce se va proiecta 49Capitolul 2 : Calculul de dimensionare si verificarea garniturilor de frecare 50
2.1 Determinarea dimensiunilor fundamentale ale ambreiajului 502.2 Verificarea garniturilor de frecare 50Capitolul 3 : Calculul principalelor elemente ale ambreiajului 51
3.1 Discul de presiune 513.2 Arborele ambreiajului 513.3 Arcul diafragma 533.4 Arcurile discului condus 53Capitolul 4 : Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului 56
Bibliografie 59
5
Capitolul 1: Alegerea si analiza unor modele similare de automobile conform cerintelor din tema
1.1 Alegerea modelelor similare.
Prin tema se cere ca automobilul ce urmeaza a fi proiectat sa se incadreze in categoria automobilelor de tip hatchback cu un numar de 5 locuri. Viteza maxima in palier de 170 km/h si o panta maxima de 28%. Formula rotilor fiind 4x2.
Alte particularitati ale automobilului date in tema de proiect sunt ca propulsorul sa fie de tip MAS si Vh 1000ccIn urma cautarilor effectuate pe internet am ales 5 modele de automobile similare care sunt prezentate mai jos:
M1 - Chevrolet Spark
M2 - Ford Focus
6
M3 – Opel Agila
M4 – Volkswagen Lupo
M5 – Volkswagen Up
7
1.2 Analiza particularitatilor constructive
Tabelul 1.2.1 Particularitatile constructive ale modelelor similareModelCaract.
M1 M2 M3 M4 M5
Amplasare motor
fataTransversal
fatatransversal
fatatransversal
fatatransversal
fatatransversal
Formula rotilor
4x2 4x2 4x2 4x2 4x2
Tipul transmisiei
manuala manuala manuala manuala manuala
Numarul vitezelor
5 6 5 5 5
Dimensiuni anvelope
fata
155/70 R 13T
195/55 R15
165/70 R14T
155/70 R13T
165/70 R14T
Se observa in tabelul 1.2.1 o asemanare relativ mare intre modelele similare alese de la mai multi constructori de automobile, pentru acest tip de caroserie (hatchback) aleasa, constructorii modelelor cautate pe internet tind sa folosesca motorul amplasat fata, transversal ( in consola fata), se mai observa o stransa legatura in tipul transmisiei unde la toate modelele moastre aceasta este manuala
1.3 Analiza principalelor caracteristici constructive exterioare
Principalele dimensiuni analizate sunt:– Lungimea totala: La [mm]– Latimea totala: la [mm]– Inaltimea totala: Ha [mm]– Ampatamentul: L [mm]– Ecartamentul: E [mm]
Tabelul 1.3.1 Caracteristici constructive exterioare ModelDim.
M1 M2 M3 M4 M5
La 3495 4358 3740 3530 3540la 1495 1858 1680 1650 1641Ha 1518 1484 1590 1470 1478L 2345 2648 2360 2330 2420
E - fata 1315 1544 1470 1450 1428E - spate 1280 1534 1480 1440 1424
8
Figura 1.3.1 Variatia lungimii maxime la modelele studiate
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
5000
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
Din figura 1.3.1 se observa ca lungimea maxima se incadreaza in intervalul [4359-3495]
Figura 1.3.2. Variatia latimii maxime la modelele studiate
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
2000
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
Din figura 1.3.2 se observa ca latimea maxima se incadreaza in intervalul [1495-1858]
9
Figura 1.3.3. Variatia inaltimii maxime la modelele studiate
1400
1420
1440
1460
1480
1500
1520
1540
1560
1580
1600
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
Din figura 1.3.3 se observa ca inaltimea maxima se incadreaza in intervalul [1590-1470]
Figura 1.3.4. Variatia ampatamentului la modelele studiate
2100
2200
2300
2400
2500
2600
2700
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
Din figura 1.3.4 se observa ca ampatamentul variaza in intervalul [2330-2648]
Figura 1.3.5. Variatia ecartamentului fata la modelele studiate
1200
1250
1300
1350
1400
1450
1500
1550
1600
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
Din figura 1.3.5 se observa ca ecartamentul fata la modelelel studiate variaza in intervalul [1315-1544]
10
Figura 1.3.6. Variatia ecartamentului spate la modelele studiate
1150
1200
1250
1300
1350
1400
1450
1500
1550
1600
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
Se observa din figura 1.3.6 ca ecartamentul spate la modelele studiate variaza in intervalul [1280-1534]
1.4 Analiza principalilor parametric masici
Principalii parametri masici considerati in aceasta analiza sunt:- Masa proprie: m0 [kg]- Repartitia masei pe punti m1 [kg] si [%]
m2 [kg] si [%]- Masa proprie liniara: ml
[kg/mm]
Masa proprie liniara se determina cu relatia (1.1):
(1.1)
Tabel 1.4.1 – Principalii parametri masici ai modelelor studiate ModelParam.
M1 M2 M3 M4 M5
m0 840 1210 1050 968 854ml 0,240 0,277 0,280 0,274 0,241
Masa totala ??????
Figura 1.4.1 Variatia masei proprii a modelelor studiate
11
0
200
400
600
800
1000
1200
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
Se observa faptul ca masa proprie variaza in intrevalul (1340 , 1525) [kg], dupa cum se prezinta in Figura 1.4.1
Figura 1.4.2 Variatia masei proprii liniare a modelelor studiate
0.22
0.23
0.24
0.25
0.26
0.27
0.28
0.29
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
Se observa faptul ca masa proprie liniara variaza in intrevalul (0,308, 0,344) [kg/mm], dupa cum se prezinta in Figura 1.4.2
12
1.5 Analiza principalilor parametri energetici
Principalii parametri masici considerati in aceasta analiza sunt:- Tipul motorului - Modul de admisie- Numar de supape pe cilindru- Cilindreea : Vh [cm³]- Raportul de comprimare: ε
- Puterea maxima Pmax / nP [kW]/[rpm]- Momentul maxim Mmax / nM [Nm] /[rpm]- Puterea specifica Psp [kW/kg]
Puterea specifica se calculeaza cu relatia (1.2):
(1.2)
Tabel 1.5.1 ModelParam.
M1 M2 M3 M4 M5
Tip motor 3 in linie 3 in linie 3 in linie 4 in linie 3 in linie Adimise normala turbosuflanta normala normala normala
Supape pe cilindru
2 4 4 2 2
Vh 999 999 997 999 999Pmax 46 / 5400 91.7 / 6000 48.5 / 5900 36 / 5600 44 / 6000Mmax 92 / 4200 200 / 4500 90.27/3800 86 / 4800 95 / 4300Psp 0,054 0,081 0,046 0,037 0,051
Figura 1.5.1 Variatia puterii maxime a modelelor studiate
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
In Figura1.5.1 este prezentata repartitia puterilor celor cinci modele.
13
Figura 1.5.2 – Variatia momentului maxim al modelelor studiate
0
50
100
150
200
250
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
In Figura 1.5.2 este prezentata repartitia momentelor maxime ale celor cinci modele
Figura 1.5.3 Variatia puterilor specifice ale modelelor studiate
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
0.06
0.07
0.08
0.09
M1 M2 M3 M4 M5
M1
M2
M3
M4
M5
1.6 Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta
Avand in vedere caracteristicile modelelor similare studiate se pot contura cateva dintre caracteristicile automobilului ce va fi proiectat. Autoturismul va fi de tipul hatchback, cu motorul dispus in consola fata, transversal. Se va opta pentru o cutie de viteze manula cu cinci trepte. De asemenea, dimensiunile anvelopelor se vor incadra in intervalele determinate de modelele similare.
Din punctul de vedere al dimensiunilor exterioare automobilul proiectat nu va depasi lungimea de 4358 mm si latimea de 1858 mm. Inaltimea nu va depasi valoarea de 1590 mm. De asemenea, ampatamentul nu va fi mai mare de 2648 mm si ecartamentul va fi mai mic decat 1544 mm fata si 1534 mm spate.
14
Se doreste ca masa autovehiculului proiectat sa nu depaseasca 1120 kg. Se va incerca obtinerea unei repartitii a greutetii pe punti de 45% pe puntea fata si 55% pe puntea spate.
Automobilul va fi echipat cu un motor cu cilindri in linie. Motorul va avea capacitatea cilindrica mica. Se va incerca obtinerea unei valori a puterii maxime de 91 kW si un moment motor de 200 Nm. .
In analiza prelimiara a automobilului ce urmeaza a fi proiectat s-au ales ca modele de referinta modelele M2 si M1 deoarece modelul M2 este cel mai performant dintre modelele studiate iar M1 are cele mai mici dimensiuni si cea mai mica masa. Se doreste realizarea unui automobil care sa beneficieze de punctele forte ale acestor modele.
15
Capitolul 2: Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru automobilul impus prin tema
2.1 Determianrea principalilor parametri dimensionali si masici ai automobilului precum si a subansamblelor acestuia
a) Predetermianrea principalilor parametri dimensionali
Predeterminarea principalilor parametri dimensionali se face folosind metoda intervalului de incredere, prezentata, in cele ce urmeaza, prin aplicarea acesteia pentru determianrea valorii ampatamentului automobilului dat prin tema.
Pasul 1: Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru ampatamentul autovehiculului
Justificare de ce am inceput cu ampatamentul ???????
Se aplica formula:
(2.1)
in care xj este valoarea cunoscuta a parametrului de ma modelul „j” iar Nms este numarul de modele la care se cunoaste valoarea parametrului x.
In cazul de fata:
Pasul 2: Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv
Se aplica formula:
(2.2)
In cazul de fata:
16
Pasul 3: Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv
Se aplica formula:
(2.3)
In cazul de fata:
Pasul 4: Determinarea intervalului de incredere:
Se foloseste inegalitatea:
(2.4)
In care t=2,776 se alege din tabelul IV din lucrarea [5], iar k=Nms – 1.In consecinta, intervalvul de incredere va fi:
(2.5)
In cazul de fata:
Ix = (2257 ; 2584).
Penru automobilul proiectat, tinand seama de alegerea unuia dintre modelele preferentiale ca fiid M1, valaorea adoptata pentru ampatament va fi de 2345 [mm].
In continuare se va aplica acelasi algoritm pentru determinarea celorlalte dimensiuni exterioare, iar rezultatele analizei se vor prezenta in Tabelul 2.1
Tabel 2.1 – Rezultatele metodei intervalului de incredere aplicata pentru principalii parametri dimensionali ai modelelor studiate
Nr.crt. Dim. X Sx Cvx t Ix XalesIx_min Ix_max
- [mm] [mm] [mm] [%] - [mm] [mm] [mm]
17
1 L 2421 131.63 5.44 2.776 2257 2584 2570
2 E-f 1434 83.66 5.83 2.776 1330 1538 1640
3 E-s 1426 95.07 6.67 2.776 1308 1544 1600
4 La 3733 362.55 9.71 2.776 3283 4183 4350
5 la 1665 129.59 7.78 2.776 1504 1826 1900
6 Ha 1508 49.36 3.27 2.776 1447 1569 1170
Pentru automobilul impus prin tema s-a ales ca ampatamentul sa fie de 2345 mm,incercam sa pastram aceeasi dimensiune a modelului M1, ales ca fiind reprezentativ. Ecartamentul puntii fata s-a convennt a fi de 1315 mm iar ecartamentu puntii spate va avea valoarea de 1280 mm, m-am decis sa pastrez aceleasi dimensiuni ca la modelul studiat M1 deoarece propulsorul de la modelul M2 are aceeasi capacitate cilindrica, respectiv 999 cm3 , ca modelul M1. Se doreste ca automobilul ce urmeaza a fi proiectat sa fie destul de compact. De aceea s-a optat pentru o lungime maxima de 4358 mm si pentru o latime maxima de 1858 mm. Aceste valori se apropie de capatul din stanga al intervalelor de incredere, si, comparandu-le cu cele cinci modele studiate se observa ca automobilul va avea dimensiuni mai mici decat acestea. Ultima dimensiune importanta o reprezinta inaltimea maxima. Aceasta a fost aleasa astfel incat sa fie egala cu marginea inferioara a intervalului de incredere pentru a cobori centrul de greutate al automobilului sporindu-se astfel performantele sale dinamice.
b) Predeterminarea principalilor parametri masici
Predetermianrea principalilor parametri masici se face folosind metoda intervalului de incredere, prezentata si aplicata la punctul a. Rezultatele obtinute prin aceasta metode sunt prezentate in Tabelul 2.2
Tabel 2.2 - Rezultatele metodei intervalului de incredere aplicata pentru masa proprie liniara a modelelor studiate
Nr.crt.
Dim. X Sx Cvx t Ix Xales
Ix_min Ix_max
- -[kg/mm]
- [%] -[kg/mm]
[kg/mm]
[kg/mm]
1 ml 0,262 0,02 7,66 2,776 0,237 0,287 0,309
Pentru automobilul dat prin tema s-a considerat ca masa proprie liniara sa aiba valoarea minima, respectiv 0,309 kg/mm deoarece se incearca obtinerea unui autovehicul cu masa cat mai mica.
Conform formulei (1.1) putem calcula masa proprie a automobilului.
Vom considera:
18
De asemenea vom considera ca automobilul are o capacitate de incarcare de 300 [kg].
Putem calcula masa totala a automobilului.
(2.6)
In cazul de fata:
c) Repartizarea maselor pe subansamble
Principalele subansamble, masa si forma lor, precum si procentajul din masa totala sunt prezentate in Tabelul 2.3
Tabelul 2.3
Nr.crt. SubansambluProcent recoman
dat
Procent ales
Masa calculata
Masa adoptata
Forma simplificata
[-] [-] [%] [%] [kg] [kg] [-]1 Motor complet
echipat14,4 16 216 220 Dreptunghi
2 Ambreiaj + 15 10 135 135 Dreptunghi
19
schimbator de viteze +
transmisie principala + diferential
3 Rezervor de combustibil
0,69 0,5 6,75 7 Dreptunghi
4 Sistem de evacuare
2,45 2 27 30 Dreptunghi
5 Roti fata 2,9 3 40,5 40 Cerc6 Roti spate 2,9 3,5 47,25 47 Cerc7 Punte fata - 2 27 27 Dreptungi8 Punte spate - 2,5 33,75 33 Dreptunghi9 Sistem de
directie1,77 1,5 20,25 20 Dreptunghi
10 Sistem de racire - 1,8 24,5 25 Dreptunghi11 Acumulator si
instalatie electrica
1,7 1,7 22,95 23 Dreptunghi
12 Sistem de franare - 0,5 6,75 7 Dreptunghi13 Discuri frana fata - 1,8 24,5 24 Cerc14 Discuri frana
spate- 1,6 21,6 21 Cerc
15 Suspensie fata 6 1,5 20,25 20 Dreptunghi16 Suspensie spate 6,25 1,5 20,25 20 Dreptunghi17 Portiere - 3,7 49,95 50 Dreptunghi18 Aripi fata - 0,5 6,75 7 Trapez19 Aripi spate - 0,7 9,45 9 Trapez20 Bara fata - 0,5 6,75 6 Dreptunghi21 Bara spate - 0,5 6,75 7 Dreptunghi22 Suprafata vitrata - 1,2 16,2 16 -23 Scaune - 1,4 18,9 18 Triunghi24 Plansa de bord - 2,5 33,75 35 Dreptunghi25 Platfoma
autoportanta54,3 35,8 473,3 493 -
Total 1340 1340
Majoritatea parametrii , atat dimensionali cat si masici , au fost estimati din cauza insuficientelor informatii gasite. Din aceasta cauza valorile sumelor maselor si a procentelor vor avea o marja de eroare.
Automobilul impus prin tema va fi echipat cu un motor cu 4 cilindri in linie,amplasat transversal,avand lungimea L=500 mm si latimea l=400 mm.Forma simplificata a acestuia este un dreptunghi.
Transmisia este reprezentata ca un dreptunghi si va transmite puterea doar rotilor puntii fata care au un diametru D=583 mm. Deasemenea puntea fata dispune de frana pe disc al carui diametru D=230 mm.
20
Rezevorul de combustibil va avea 50 litri. Se va reprezenta sub forma unui patrat cu latura l=30 mm.
Se considera faptul ca masa instalatiei electrice este concentrata in radiator. Acesta este reprezentat ca un dreptunghi cu lungimea de 200 mm si inaltimea de 100 mm. Sistemul electric se va concentra in acumulator,sub forma unui dreptunghi cu L=150 mm si l=100 mm.
2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere
Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:
Organizarea si dimensiunile postului de conducere; Amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile
acestora; Dimensiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc.) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului.
Organizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.
2.2.1 Predeterminarea formei si a dimensiunilor postului de conducere
In urma recomandarilor din lucrarea [4] se va realiza schita postului de conducere. Acest model de manechin este caracterizat de o lungime a gambei, ls, de 400 [mm] si de o lungime a coapsei, lt, de 400 [mm].
In figura 2.1 este prezentata organizarea spatiului de conducere.
21
Fig 2.1 Dimensionarea postului de conducere
Pentru postul de conducere s-au considerat urmatoarele dimensiuni : lungime calcai-genunchi 478 mm ; lungimea coapsei 400 mm ; inaltimea trunchiului 450 mm.
Se considera: scaunul soferului la 227 mm ;
unghiul dintre gambele soferului si coapse este ;
iar unghiul dintre coape si linia mediana a trunchiului de ;
zona pedalierului are 420 mm ;
22
2.2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor habitaclului
Dimensiunile interiorului se vor alege in functie de dimensiunile prezentate in figura 2.1 urmand ca forma habitaclului sa fie construita in jurul manechiului asezat pe postul de conducere.
Forma si dimensiunile interiorului sunt prezentate in figura 2.2.
Fig 2.2 Forma si dimensiunile habitaclului
Habitaclul va avea inaltimea maxima de 1084 mm si lungimea maxima de 2152 mm.Volanul nu va fi reglabil, dimensiunea pe directie verticala este 650 mm iar pe directie orizontala 370 mm, fata de calcaiul manechinului.
2.3 Intocmirea schitei de organizare generala
Automobilul sedan impus prin tema va dispune de solutia de organizare "totul fata" , cu motorul si cutia de viteze amplasate deasupra puntii fata,avand solutia rotilor 4x2. Solutia de organizare este prezentata in figura 2.4.
Organizarea generala a automobilului impus prin tema este prezentata in figura 2.3.
23
2.4 Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului.Verificarea stabilitatii longitudinale a automobilului
2.4.1 Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului
Pentru determinarea centrului de masa se vor considera subansamblele din Tabelul 2.2 pentru care se vor determina grafic distantele de la originea centrului axelor, pe verticala si orizontala, pana la subansamblul respectiv.
Centru de greutate se va determina pentru 2 situatii:1. automobilul neincarcat,sarcina utila nula (sofer + rezervorul plin) – fig 2.52. automobilul complet incarcat,sarcina utila maxima(pasagerii + bagaje) – fig 2.6
Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relatiile:
(2.9)
(2.10)
In care - este masa subansamblului j, in kg;
- , – coordonatele cetrului de greutate al subansamblului j fata de
sistemul de axe xoz ales in mm.
Automobilul va fi reprezentat in vedere xOz iar sistemul de axe va fi situat in centrul petei de contact al rotilor puntii fata. Axa Ox va avea sensul opus cu sensul de miscare al automobilului iar axa Oz va fi verticala indreptata in sus.
Datele legate de centrul de masa al fiecarui subansamblu si al automobilului incarcat si neincarcat, sunt centralizate in Tabelul 2.3.
Tabelul 2.3 Tabel centralizator pentru determinarea centrului de masa al automobilului in cele 2 situatii
24
Nrcrt
Subansamblu(Element) [kg] [mm] [mm] [mm*kg] [mm*kg]
25
1 Motor complet echipat 135 1 658 135 88830
2 Ambreiaj + schimbator de viteze + transmisie principala
+ diferential100 101 608 10100 60800
3 Rezervor de combustibil 60 2696 633 134800 31650
4 Sistem de evacuare 20 3166 313 63320 6260
5 Roti fata 30 0 333 0 9990
6 Roti spate 35 2558 333 89530 11655
7 Punte fata 23 0 333 0 7659
8 Punte spate 25 2558 333 63950 8325
9 Sistem de directie 15 491 1013 7365 15195
10 Sistem de racire 15 -429 672 -6435 10080
11 Acumulator si instalatie electrica
19 -299 883 -581 16777
12 Sistem de franare 7 -119 828 -833 5796
13 Discuri frana fata 12 0 333 0 3996
14 Suspensie fata 20 0 453 0 9060
15 Suspensie spate 20 2558 453 51160 9060
16 Caroserie 400 1356 829 542400 331600
17 Conducator auto 75 1231 1083 92325 81225
1055 15869 10091 1047236 707958
18 Pasageri 300 2131 1063 639300 318900
19 Bagaje 35 3146 838 110110 29330
1460 21146 11992 1796646 1056188
Se observa ca centrul de greutate al automobilului complet incarcat se deplaseaza cu 237 mm pe axa X si cu 52 mm pe axa Z fata de pozitia centrului de greutate al automobilului neincarcat
Incarcarile statice la cele doua punti corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt reprezentate de relatiile :
(2.11)
respectiv
(2.12)Din relatiile (3.1) si (3.2) rezulta valorile incarcarilor statice:
26
0.52%
= 0.49%
Valorile medii pentru parametrii centrului de masa ai automobilului sunt centrate in tabelul 2.4.
Tabelul 2.4 Valorile medii pentru parametrii centrului de masaParamentru Starea Tipul automobilului
Autoturismgol 0,45..0,54
incarcat 0,49..0,55gol 0,16..0,26
incarcat 0,17..0,26
2.4.2 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinaleInca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au
avut in vedere si parametrii geometrici ai capacitatii de trecere. Definitivarea lor este incheiata odata cu intocmirea schitei de organizare generala si a desenului de ansamblu.
Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime de
Intervalele recomandate ai parametrilor geometrici ai capacitatii de trecere se gasesc in tabelul 2.5.
Tabelul 2.5 Parametrii geometrici ai capacitatii de trecereTip automobil Garda la sol [mm] Unghiul de atac [ ] Unghiul de degajare [ ]
Autoturism 150..200 20..30 15..20Autocamion 240..300 40..60 25..45
Autobuz 220..300 10..40 6..20
Pentru automobilul impus prin tema parametrii geometrici de trecere sunt:- Garda la sol: hs=160 mm- Unghiul de atac: α1=20°- Unghiul de degajare: α2=15°- Raza longitudinala de trecere: 4065 mm- Raza transversala de trecere: 1260 mm
Expresiile unghiului limita de patinare sau de alunecare (cand rotile motoare ajung la limita de aderenta) sunt:
27
(2.13)
In cazul automobilului impus prin tema . De unde rezulta
La deplasarea cu panta maxima de nu trebuie sa se produca rastunarea
automobilului. Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia :
(2.14)
In cazul automobilului impus prin tema
Unghiul pantei maxime este dat de relatia :
(2.15)
In cazul automobilului impus prin tema .
Conditiile de stabilitate longitudinala , la deplasarea automobilului pe panta maxima impusa sunt:
(2.16)
In cazul automobilului impus prin tema se respecta conditiile de stabilitate
longitudinala ( ).
In figura 2.7 este reprezentata variatia unghiului pantei in functie de .
Fig 2.7 Variatia unghiului pantei in functie de
28
Din figura 2.7 se observa ca pentru valoarea unghiul limita de patinare sau
alunecare impus prin tema ( ) valoarea coeficientului este prea mare.
Propunem ca panta maxima sa fie de 25% de unde rezulta ca .
2.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora
Automobilul impus prin tema va avea 2 pneuri pentru puntea fata, respectiv 2 pneuri pentru puntea spate.
Încărcările statice pe pneurile autoutilitarei corespunzatoare sarcinii utile maxime se calculeaza cu relatia:
(2.17)
Capacitatea portanta necesara a pneului (definita ca fiind incarcarea radiala maxima raportata de acesta) se calculeaza cu relatia:
, unde pentru autoturisme;
(2.18)
Din standarde, norme sau cataloage de firma,se alege pneul cu capacitatea portanta: Qp≥Qpnec, dar cat mai aproape de Qpnec.
Indicele de incarcare al pneurilor va fi 74 care suporta o capacitate de incarcare de 375kg.
Indice de viteza al pneurilor alese va fi T care poate suporta viteze maxime de pana la 190 km/h, deoarece automobilul proiectat are viteza maxima limitata la 170 km/h.
Principalele caracteristici ale pneului ales sunt:
29
simbolizare anvelopa : 175/65 R14 ;
latimea sectiunii a pneului ( ) este 175 mm ;
diametrul exterior ( ) este 583 mm si raza libera mm;
raza statica ( ) este 270 mm ;
raza de rulare (pentru anvelopele radiale). Rezulta mm ;
capacitatea portanta a pneului kg ;
presiunea aerului din pneu corespunzatoare ;
viteza maxima de exploatare a pneului ( ) este 190 km/h.
Capitolul 3 : Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare,in diferite conditii de deplasare
3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintarea. Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilorDaca se considera vitezele pana la cele maxime ale autovehiculelor,in functie si de
caracteristicile pneului,se poate folosi exprimarea parabolica de forma:
(3.1)
unde - reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică;
- [h/km] şi [h2/km2] coeficienţi de influenţă ai vitezei.
30
Valorile coeficientilor pot fi luati din tabelul 3.1.
Tabelul 3.1 Valorile coeficientilor
Tip pneu [h/km] [ ]
Diagonal cord metalic 1.3295 -2.8664 1.8036
cord textil 1.3854 -1.21337 1.6830
Radialsectiune f. joasa 1.6115 -9.9130 2.3214
sectiune joasa 1.6110 -1.0002 2.9152
superbalon 1.8360 -1.8725 2.9554
Anvelopele cu care va fi echipat automobilul studiat au o constructie radiala cu cord metalic. Astfel pentru anvelopa radiala avem:
-
-
- [ ]
Pentru mai multe valori ale vitezei se va contura graficul f=f (V) valorile fiind centralizate in tabelul 3.2.
Tabelul 3.2 Valorile coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor in functie de viteza de rulare
V [km/h] 0 30 60 90 120 150 170f [-] 0.01611 0.01602 0.01635 0.01709 0.01826 0.01984 0.02113
Fig 3.1 Variatia coeficientului de rulare in functie de viteza de rulare
b. Determinarea sectiunii transversale maxime a autovehiculului
31
Aria sectiunii transversale maxime A sau,mai exact, aria protectiei frontale a autovehiculului se obtine prin:
- planimetrarea conturului delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu;- calculul cu relatia:
(3.2)
unde - latimea sectiunii anvelopei;
- inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale;
- latimea automobilului;
- numarul de pneuri (2-roti simple,4-roti jumelate)
– coeficient de forma (0.89 pentru autoturisme,1 pentru autocamioane si
autobuze)
Valoarea ariei sectiunii transversale maxime a fost calculata conform relatiei (3.2) avand in vedere ca automobilul se situeaza in categoria “autoturism cu caroserie inchisa”.
Valoarea ariei sectiunii transversale maxime este A=2,1 .
c. Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului
Valoarea coeficientului de rezistenta a aerului a fost aleasa avand in vedere ca automobilul se situeaza in categoria “autoturism cu caroserie inchisa”. S-a ales valoarea
coeficientului de rezistenta a aerului .
d. Determinarea randamentului transmiei
Pentru proiectarea autoturismului,in aceasta faza,se opereaza cu un randament constant mediu al transmisiei :
- 0.92 pentru autoturisme;- 0.9 pentru autocamioane 4x2 si autobuze cu transmisie principala simpla;- 0.85 pentru autocamioane 4x2 si autobuze cu transmisie principala dubla si pentru
automobile 4x4;
32
- 0.8 pentru autocamioane cu 3 punti.
Pentru automobilul studiat s-a ales valoarea randamentului transmisei
3.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare,in functie de viteza autovehiculului
In timpul miscarii autovehiculului exista mai multe tipuri de rezistente la inaintare. Rezistentele datorate interactiunii autovehiculului cu drumul sunt : rezistenta la rulare,rezistenta la panta si rezistenta aerului.
Rezistentele la inaintare se vor calcula in urmatoarele situatii de deplasare a autovehiculului:
- deplasare in palier ( ) fara vant ;
- deplasare in panta maxima a drumului modernizat ( ) fara vant.
Pentru calculul rezistentelor la inaintare se folosesc urmatoarele formule:
- Rezistenta la rulare [daN]
(3.3)
- Rezistenta la panta [daN]
(3.4)
- Rezistenta aerului [daN]
(3.5)
in care k este coeficientul aerodinamic (k=0.0615 )
este viteza relativa a aerului fata de automobil
(3.6)
este viteza vantului ( ).
- Puterea corespunzatoare rezistentei [kW]
(3.7)
33
In tabelul 3.3 sunt centralizate valorile rezistentelor la inaintare si a puterilor calculate in cazul deplasarii in palier.
Tabelul 3.3 Valorile rezistentelor la inaintare si a puterilor in cazul deplasarii in palier
V [km/h] 0 50 100 130 170p=
0
f 0.01611 0.01653 0.01778 0.01908 0.02113
[daN] 23.52 24.13 25.95 27.85 30.84
[daN] 0 0 0 0 0
[daN] 0 8.07 32.3 54.6 93.36
23.52 32.2 58.25 82.45 124.2
[kW] 0 3.35 7.2 10.05 14.56
0 0 0 0 0
0 1.12 8.97 19.71 44.08
0 4.47 16.17 29.76 58.84
In tabelul 3.3 sunt centralizate valorile rezistentelor la inaintare si a puterilor calculate in cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat.
Tabelul 3.4 Valorile rezistentelor la inaintare si a puterilor in cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat
V [km/h] 0 50 100 130 170
p=8%
f 0.01611 0.01653 0.01778 0.01908 0.02113
[daN] 19,2 17,79 17,67 18,22 19,7
[daN] 102,2 102,2 102,2 102,2 102,2
34
[daN] 0 8,07 32,3 54,6 93,36
121,4 128,06 152,17 175,02 215,26
[kW] 0 2,47 4,9 6,57 9,3
0 14,19 28,38 36,9 48,26
0 1,12 8,97 19,71 44,08
0 17,78 42,25 63,18 101,64
Fig 3.2 Variatia rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii automobilului in palier
35
Fig 3.3 Variatia puterilor corespunzatoare rezistentelor in cazul deplasarii automobilului in palier
Fig 3.4 Variatia rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii automobilului in panta maxima a drumului modernizat (p=8%)
36
Fig 3.5 Variatia puterilor corespunzatoare rezistentelor in cazul deplasarii automobilului in panta maxima a drumului modernizat (p=8%)
Participatiile procentuale ale rezistentelor la rulare in cazul deplasarii automobilului in palier si in panta maxima a drumui modernizat sunt centralizate in tabelul 2.5.
Tabel 2.5 Participatiile procentuale ale rezistentelor la rulare
V [km/h] 50 100 130
p=0 [%] 75 45 34
[%] 25 55 66
p=8% [%] 14 12 10
[%] 80 67 58
[%] 25 21 31
37
Participatiile procentuale ale puterilor corespunzatoare rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii automobilului in palier si in panta maxima a drumui modernizat sunt centralizate in tabelul 2.6.
Tabel 2.6 Participatiile procentuale ale puterilor corespunzatoare rezistentelor
V [km/h] 50 100 130
p=0 [%] 75 45 34
[%] 25 55 66
p=8% [%] 14 12 10
[%] 80 67 58
[%] 6 21 31
In cazul deplasarii automobilului in palier se observa din figura 3.2 faptul ca gama
de viteze ,pana la care este superioara, se incadreaza in intervalul (0..90) km/h, iar
rezistenta aerului, , devine importanta la viteza de 70 km/h.
In cazul deplasarii automobilului in panta maxima a drumului modernizat se
observa din figura 3.4 faptul ca gama de viteze ,pana la care este superioara, se
incadreaza in intervalul (0..75) km/h, iar rezistenta aerului, , devine importanta de la
viteza de 75 km/h.
38
Capitolul 4. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tema
4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier
Se impune prin temă o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului în treapta de viteze cea mai rapidă (priza directa sau echivalentul ei), în palier. Pentru a avea
o anumită acoperire din punct de vedere al puterii, se admite că atingerea lui se
obţine pe o pantă foarte mică =(0,05…0,3)%, rezultând în acest fel o putere maximă
ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier =0.
Pentru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata :
(4.1)
Din conditia ca V=Vmax rezulta:
, de unde rezulta ca Rd=0 si implicit Pd=0.
39
Facand inlocuirile in formula (4.1) rezulta:
(4.2)unde:
)= (170 km/h)= 0,0211 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare
corespunzator vitezei maxime;
= 1432 daN reprezinta greutatea autovehiculului;
αp0=0,0019 = calculate pentru p0 din intervalul 0,05…0.3%, reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului;
Cunoscand toti termenii, din relatia (4.2) se poate determina P=PVmax:
(4.3)
unde P1 reprezinta termenul drept al relatiei (8.2). In consecinta, vom avea:
unde: ηt=0,92; k=0,06125∙Cx, iar Cx=0,4 este cel predeterminat in subcapitolul anterior.
Modelarea caracteristicii la sarcina toatala a motorului se face folosind relatia:
(4.4)
Pentru V=Vmax, considerand ca motorul va avea turatia nVmax si scriind relatia (4.4) intr-o forma simplificata rezulta:
40
(4.5)
Functia fp defineste caracteristica la sarcina totala raportata si depinde de tipul si particularitatile constructive ale motorului. Se alege tipul motorului si se adopta valorile coeficientilor de adaptabilitate, ca, si de elasticitate, ce.
(4.6)
(4.7)
(4.8)
Deoarece am considerat ca modelul M4 este modelul preferential in alegerea motorului si calculand momentul de putere cu forumla (4.8), rezulta urmatorii coeficienti:
Cunoscund si se calculeaza valorile coeficientilor de forma ai caracteristicii
motorului:
(4.9)
41
(4.10)
Efectuand calculele ,folosind relatiile (4.9) si (4.10), obtinem rezultatele:
Se adopta valoarea de 1,1 pentru marimea raportata:
(4.11)Se va calcula puterea maxima necesara motorului teoretic,folosind relatia (4.5):
(4.12)
in care (4.13)
Efectuand calculele se obtin rezultatele:
Folosind formula (4.4) se determina caracteristica de putere in functie de turatia motorului. Folosind formula (4.8) se determina momentul motor produs in functie de
42
turatie si de putere. Calculele s-au facut in intervalul de turatie (1000..7000) [rpm] cu pasul de 750 [rpm]. Rezultatele au fost centralizate in tabelul 4.1.
Tabel 4.1 Puterea si momentul motor in functie de turatie
n [rpm] 1000 1750 2500 3250 4000 4750 5500 6250 7000
P [kW] 15.7 27.8 39.1 49.8 61.6 65.7 66 64 56.8
M [daNm] 15 15.2 14.7 14.6 14.7 13.2 11.4 9.8 7.8
Curbele de putere si de moment in functie de turatie obtinute in urma rezultatelor centrate in Tabelul 4.1 sunt reprezentate grafic in Fig 4.1.
Fig 4.1 Curbele de putere si de moment in functie de turatie Se observa ca la turatia minima motorul dezvolta o putere de 15,7 [kW] si un
moment de 15 [daNm] iar la turatia maxima puterea dezvoltata de motor este de 56.8 [kW]. Puterea maxima se inregistreaza la turatia de 5500 rpm,iar momentul maxim se inregistreaza la turatia de 4000 [rpm].
4.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala
Deoarece nu se cunosc caracteristicile relative ale motoarelor similare se va adopta ca motor pentru automobilul impus prin tema motorul modelului similar M2.
In Figura 4.2 sunt prezentate curbele de moment si putere ale motorului ales.
43
Fig 4.2 Curbele de putere si moment motor in functie de turatie
Se observa ca motorul ales are turatia minima nmin = 800 [rpm] si turatia maxima nmax=7000 [rpm]. Motorul dezvolta o putere maxima de 66 [kW] la 5500 [rpm] si un cuplu maxim de 147 [Nm] la 4000 [rpm].
Capitolul 5. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbatorului de viteze
5.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale
Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale ( ) se
face din conditia ca automobilul impus prin tema sa atinga viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a schimbatorului de viteza care este , in general , treapta de prinza directa (la schimbatorul de viteza cu 3 arbori) sau treapta similara acesteia cu raport de transmitere apropiat de unitate (la schimbatorul de viteze cu 2 arbori).
Se stie ca :
(5.1)
Pentru viteza maxima relatia (5.1) devine :
(5.2)
44
Raportul de transmitere in treapta de priza directa este ,iar in treptele
similare ia valori cuprinse in intervalele (0,91..0,98) sau (1,03..1,05).
Pentru autoturismul ce se va proiecta se alege .
Din relatia (5.2) rezulta :
(5.3)
in care turatia de viteza maxima se calculeaza cu relatia:
.
(5.4)
Rezulta din relatia (5.3) .
Valoarea predeterminata a raportului trebuie sa fie definitivata ( ), ea fiind
un raport intre doua numere naturale,corespunzatoare numerelor de dinti ai rotilor in angrenare.
(5.5)
Deoarece are valoarea mai mica decat 7 se va alege o transmisie principala
intr-o singura treapta. Formula (5.4) va deveni :
(5.6)
Pentru definitivarea raportului de transmitere al angrenajului in unghi trebuie sa se aleaga numerele de dinti astfel incat raportul efectiv sa fie cat mai apropiat de cel predeterminat si dimensiunile de gabarit ale transmisiei principale sa fie cat mai mici.
Conform indicatiilor firmei Gleason pentru numarul minim de dinti ai pinionului de atac,pentru raportul predeterminat de transmitere al transmisiei principale se va alege :
45
9 dinti ;
Pentru ca raportul de transmitere al transmisiei principale sa fie cat mai apropiat de cel predeterminat se va alege :
35 dinti ;
Deci : .
Eroarea rezultata in acest caz este .
Pentru a face alegerea optima a raportului de transmitere al transmisiei principale, pe langa valoarea deja determinata se vor mai face inca doua alegeri de rapoarte de
transmitere, in limita unei erori maxime de .
Alegerea uneia dintre cele trei variante de rapoarte de transmitere se face
reprezentand grafic variatia si . Pentru ridicarea caracteristicii se va
folosi formula:
Curba va fi preluata din figura 3.3.
Variind viteza de la 0 la 170 [km/h] pentru fiecare din cele trei rapoarte de transmitere ale transmisiei principale determinate,in conditiile in care:
46
Vor rezulta urmatoarele curbe de putere in functie de viteza si raportul de transmitere reprezentate grafic in figura 5.1.
Fig 5.1 Curbele de putere in functie de raportul de transmitere al transmisiei principale si de viteza de deplasare in palier
Raportul de transmitere asigura rezerva cea mai mare de putere pe o
plaja mai mare de viteze de deplasare fata de rapoartele ,care asigura cam aceiasi plaja de
puteri, si . Folosindu-se raportul de transmitere se poate
asigura cea mai mare viteza de deplasare de 170 km/h.
In consecinta se alege raportul de transmitere aflat intre cele doua caracteristici,acest raport oferind o o plaja mare de viteze de deplasare asigurand o viteza de deplasare de 165 km/h.
5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze
5.2.1 Predeterminarea lui in conditia de panta maxima
La determinarea acestui raport se pune conditia ca urcarea pantei maxime sa se faca cu viteza constanta,redusa.
47
Din bilanta de tractiune , se obtine relatia:
(5.7)
in care rezistenta specifica maxima a drumului se calculeaza cu relatia :
(5.8)
unde .
(5.9)
Cunoscand toti termenii si facand transformarile necesare se poate scrie:
5.2.2 Predeterminarea lui din conditia de viteza minima stabila
Considerarea acestui criteriu are in vedere regimul uniform de miscare pe drum modernizat,in palier. Utilizand aceasta conditie,valoarea acestui raport este data de relatia:
(5.10)
Deoarece se incadreaza in intervalul 6..10 [km/h] si
(5.11)
rezulta :
5.2.3 Determinarea lui dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea
ambreiajului, la pornirea de pe loc
48
Cele mai puternice solicitari ale ambreiajului se produc la cuplarea sa si la pornirea de pe loc. Luand in considerare dependenta lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc,in cazul deplasarii pe un drum in palier,de
turatia initiala a motorului, , si de marimea puterii specifice, , se obtine urmatoarea
expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:
(5.12)
unde: ;
Rezulta
Se va alege
PARTEA a II-a
Capitolul 1 : Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj
1.1 Analiza solutiilor constructive posibile
49
Ambreiajul face parte din transmisia automobilului si este intercalat intre motor si cutia de viteze , reprezentând organul de transmitere a momentului de la arborele cotit al motorului la cutia de viteze.
Cel mai utilizat model de ambreiaj este cel monodisc uscat. Aceste echipeaza cele mai multe cutii de viteze cu actionare manuala. Din punct de vedere constructiv, acest tip de ambreiaj necesita prezenta a doua suprafete de frecare, volantul respectiv dicscul de presiune, un element elastic care sa asigure debreierea si mecanismul de debreiere. Un avantaj este protectia buna la suprasarcini iar un dezavantaj poate fi considerat faptul ca disiparea caldurii se face dificil. O alta varianta construcitva a acestei solutii o reprezinta ambreiajul bidisc. El este format din aceleasi elemente, insa are doua discuri conduse.
O alta solutie constructiva o reprezinta ambreiajul multidisc umed. Acesta este din ce in ce mai utilizat la schimbatoarele de viteza de tip DCT. Ambreiajul este format din mai multe discuri de dimensiuni mai mici decat in cazul ambreiajului uscat si este actionat prin pistonase de presiunea de ulei. Dezavantajul acestei solutii ar fi sistemul electro-hidraulic de actionare foarte complex.
O alta solutie o reprezinta ambreiajul hidrodinamic. Acesta este folosit la transmisiile automate si se remarca prin faptul ca nu exista nicio legatura mecanica intre arborele cotit si arborele primar al cutiei de viteze. Aceasta solutie are dezavantajul de a avea un randament destul de mic, aproximativ 0,8.
1.2 Analiza modelelor similare
Toate modele similare sunt echipate cu transmisii manuale, ambreiajul fiecarui model fiind ambreiaj monodisc uscat.
1.3 Alegerea solutiei constructive de ambreiaj ce se va proiecta
Avand in vedere modele similare alese,se observa ca solutia generalizata este cea monodisc uscat cu arc diafragma, deoarece sarcinile maxime ale acestor modele nu sunt atat de mari incat sa justifice folosirea ambreiajelor cu arcuri periferice.
Se va alege ca automobilul sedan impus prin tema de proiectare sa fie echipat cu transmisie manuala cu ambreiaj uscat.
50
Capitolul 2 : Calculul de dimensionare si verificarea garniturilor de frecare
2.1 Determinarea dimensiunilor fundamentale ale ambreiajului
Dimensiunile principale ale garniturilor de frecare sunt diametrul exterior (Dext) si diametrul interior (Dint).
Diametrul exterior se determina cu formula:
(2.1)
51
unde: ;
0,15...0,25 [MPa];
(numarul suprafetelor de frecare);
.
Din formula (2.1) rezulta valoarea diametrului exterior :
Cunoastem ca :
(2.2)
Pentru se va obtine:
2.2 Verificarea garniturilor de frecare
Pentru verificarea garniturilor de frecare se impune conditia ca viteza perifierica sa nu depaseasca 70 m/s.
(2.3)
(2.4)
Stim ca turatia de putere maxima este de 5500 [rpm] ceea ce echivaleaza cu 92 de rotatii intr-o secunda. Deci viteza periferica va fi:
Se observa ca viteza periferica rezultanta este mult mai mare decat valoarea admisa.
52
Capitolul 3 : Calculul principalelor elemente ale ambreiajului
3.1 Discul de presiune
Discul de presiune executa atat o miscare de rotatie solidara cu volantul cat si o miscare de translatie strangand si eliberand suprafetele de frecare ale discului condus. Discul de presiune se dimensioneaza din conditia de evacuare a caldurii. Principalele dimensiuni ale sale sunt raza interioara, raza exterioara si grosimea.
Raza interioara a placii de presiune va fi cu 3 [mm] mai mica decar raza interioara a suprafetelor de frecare iar raza exterioara a placii de presiune va fi cu 3 [mm] mai mare decar raza exterioara a suprafetelor de frecare.
53
Grosimea placii de presiune se deterima cu formula :
(3.1)
unde: γ = 0,5 (partea din lucrul mecanic care se consuma pentru incalzirea piesei);c = 0,115; ρoţel=(77507850)[Kg/m3];
Se pune conditia ca in timpul cuplarii diferenta de temperatura sa nu depaseasca 1°C.
Lucrul mecanic de frecare, L, se determina cu formula :
(3.2)
Lucrul mecanic de frecare va fi :
Din formula (3.1) rezulta valoarea grosimii placii de presiune:
3.2 Arborele ambreiajului
Arborele ambreiajului (care este şi arborele primar la schimbătorului de viteze) are o porţiune canelată pe care se deplasează butucul discului condus. Arborele este solicitat la torsiune de către momentul de calcul al ambreiajului Mc.
Diametrul interior se determina cu relatia:
54
(3.3)
unde .
Diametrul interior al arborelui canelat se adoptă din STAS după care se adoptă şi celelalte elemente ale canelurii.Se face verificarea la strivire şi la forfecare.
Din formula (3.3) rezulta valoarea diametrului interior:
Se alege din STAS 1768-68 arborele cu caneluri cu diametrul interior
.
Forţa F care solicită canelurile se consideră că este aplicată la distanţa rm faţă de axul arborelui şi se determină cu relaţia:
(3.4)unde:
rm – raza medie a arborelui canelat de – diametrul exterior al arborelui canelatdi – diametrul interior al arborelui canelat
Se alege din STAS 1768 – 68 arborele canelat 10x26x32.
Din formula (3.4) rezulta valoarea fortei F:
Inaltimea danturii este:
(3.5)
55
Canelurile se verifica la strivire si la forfecare.Verificarea la strivire este data de relatia:
(3.6)
Efortul unitar la forfecare se determina cu relatia:
(3.7)
3.3 Arcul diafragma
Arcul diafragma trebuie sa asigure forta de apasare asupra suprefetelor de frecare. Forta de apasare se determina cu relatia:
(3.8)
Dimensiunile unui arc diafragma sunt prezentate in figura 3.1.
Fig 3.1 Dimensiunile unui arc diagragma
Pentru ambreiajul ce se va proiecta,arcul diafragma va avea urmatoarele dimensiuni:
56
d1 = 180 [mm]d2 = 130 [mm]d3 = 40 [mm]h = 15 [mm]H = 35 [mm]s = 2 [mm]
3.4 Arcurile discului condus
Forta ce revine unui arc se determina cu formula:
(3.9)
Arcul de diametru mai mic are lungimea libera mai mica decat lungimea de montaj a arcului cu diametru mai mare. In consecinta, la pleacrea de pe loc intai se vor comprima arcurile cu diametru mai mare, fiecare preluand o patrime din forta maxima, iar la un moment dat incep sa se comprime si arcurile din interior.
Dimensionarea arcurilor de diametru mare
Se alege D=25 [mm] si se va folosi formula:
(3.10)
In formula (3.10) :
(3.11)
unde: ;
;
.
57
Din relatia (3.11) rezulta :
Din relatia (3.10) rezulta :
Pentru determinarea numarului de spire se pleaca de la formula sagetii:
(3.12)
unde ;
;
(3.13)
.
Deci:
Rezulta spire.
Lungimea libera a arcului este cu aproximativ 15-20% mai mare decat lungimea ferestrelor in care este asezat.
(3.14)
Lungimea ferestrelor va fi:
Dimensionarea arcurilor de diametru mic
Se alege D’=20 [mm] si se va folosi formula:
58
(3.15)
In formula (3.15) :
(3.16)
unde: ;
;
.
Din relatia (3.16) rezulta :
Din relatia (3.15) rezulta :
Pentru determinarea numarului de spire se pleaca de la formula sagetii:
(3.12)
unde ;
;
(3.13)
.
Deci:
Rezulta spire.
Lungimea libera a arcului va fi:
59
Capitolul 4 : Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului
Se urmareste ca parametrii determinati sa se incadreze in limitele prescrise. Se va determina cursa totala a pedalei dar si forta de apasare a acesteia.
Pentru actionarea ambreiajului se va folosi mecanismul de actionare hidraulic a carui schema de functionare este prezentata in Figura 4.1.
Fig 4.1 Schema mecanismului de actionare a ambreiajului
Conform principiului lui Pascal se poate scrie :
(4.1)
unde: – diametrul cilindrului de actionare;
– diametrul cilindrului receptor.
60
Forta se determina in functie de forta de apasare a discurilor.
(4.2)
Forta se determina in functie de forta la pedala:
(4.3)
Inlocuind si rezulta relatia:
(4.4)
unde (raport de transmitere mecanic);
(4.5)
(raport de transmitere hidraulic);
(4.6)
(randament de actionare al mecanismului hidraulic)
Cursa totala a mansonului rulmentului de presiune ( ) se determina cu relatia:
(4.7)
unde (cursa libera a masonului) , se alege [mm];
– jocul ce trebuie realizat intre fiecare pereche de suprafete de
frecare pentru o cuplare completa a ambreiajului;
– raportul de transmitere al parghiilor de debreiere ;
– numarul perechilor de suprafete de frecare.
61
Din relatia (4.7) rezulta valoarea cursei totale a mansonului rulmentului de presiune:
Se determina cursa pistonului cilindrului receptor cu relatia:
(4.8)
unde .
Deci cursa pistonului cilindrului receptor va fi:
Volumul de lichid activ în cilindrul receptor este :
(4.9)
unde
Din relatia (4.9) rezulta valoarea volumului de lichid activ din cilindru receptor:
Cursa pistonului pompei centrale se determină cu relaţia:
(4.10)
(4.11)
Cursa totala a pedalei de ambreiaj este:
(4.12)
62
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:
(4.13)
(4.14)
(4.15)
(4.16)
(4.17)
63
Bibliografie:
[1] *** - www.informatiiauto.ro ; www.topcarguide.com ; www.carfolio.com ; www.carspector.com ;[2] Andreescu,Cr – Dinamica Autovehiculelor, Notite de curs UPB Fac. Transporturi an universitar 2011-2012[3] Stoicescu,A – Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale automobilelor , Ed. Tehnica,Bucuresti,2007 ;[4] Rumsiski,L,Z – Prelucrarea matematica a datelor experimentale , Indrumar Ed. Tehnica,Bucuresti,1974;[5] Mateescu,V - Compunerea,organizarea si propulsia autovehiculelor , Litografia U.P.B 1997;[6] Tabacu , St., s.a - Dinamica autovehiculelor - Indrumar de proiectare , Editura Universitatii din Pitesti 2004 ;[7] Popa,L. – Indrumar de laborator,manuscris
64