Automobile

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURETIFACULTATEA DE TRANSPORTURIDEPARTAMENTUL AUTOVEHICULE RUTIERE

AUTOMOBILE PROIECT I

Cadru didactic indrumtorStudent.L. dr. Ing. Laureniu POPA Grupa 8301 A

Bucureti2012-2013

CUPRINSCapitolul 1. Alegerea i analiza unor modele similare de automobile in concordan cu cerinele temei de proiect..61.1 Alegerea modelelor similare.61.2 Analiza particularitilor constructive ale modelelor similare considerate...91.3 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori ale modelelor similare considerate.101.4 Analiza principalilor parametrii masici.....121.5 Analzia parametrilor energetici....131.6 Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta................................................................... ....15Capitolul 2. Studiul organizrii generale i a formei constructive pentru autoturismului impus prin tem...162.1Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali i masici ai autoturismului impus prin tem precum i a subansamblelor acestuia..........162.1.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exterior....162.1.2 Predeterminarea parametrilor masici..202.1.3 Predeterminarea parametrilor dimensionali i masici ale principalelor subansamble componente ale autovehiculului de proiectat impus prin tem..212.2 Predeterminarea formei i a dimesiunilor spaiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere....232.2.1 Principalele dimensiuni interioare ale automobilelor..232.2.2 Manechinul bidimensional si postul de onducere...........232.2.3 Dimensiunile volumului util...........................................................................................................282.3 ntocmirea schiei de organizare general.282.4 Determinarea poziiei centrului de mas al autovehiculului ...302.5 Alegerea pneurilor i stabilirea caracteristicilor acestora..33Capitolul 3. Studiul rezistenelor la naintarea automobilului de proiectat i a puterilor corespunztoare, n diferite condiii de deplasare..353.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistenelor la naintare.353.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare, in functie de viteza autoturimsului..38Capitolul 4. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Alegerea motorului pentru automobilului impur prin tema..454.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier..454.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala.51Capitolul 5. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale i al primei trepte a schimbtorului de viteze555.1 Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale555.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze 591

6776969344 6.3.5 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar.........75 6.4 Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului....769

Tema de proiect la Automobile I

S se efectueze proiectarea general, functional privind dinamica traciunii i ambreiajului pentru un automobil avnd urmatoarele caracteristci: tipul automobilului:autoturism; caroseria: SUV; numr persoane (locuri):5; viteza maxim n palier:200 km/h; panta maxim:57%; alte particulariti:MAS, 4x4;

Proiectul va cuprinde doua parti:A: Memoriu tehnic justificativB: Materialul grafic

A: Memoriu tehnic justificativ va cuprinde:

Partea I-a:

1. Alegerea unui numar adecvat de modele similare de automobile (minim 5 modele), analiza particularitilor lor constructive i a principalelor caracteristici dimensionale, masice i energetice. Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta conform cerinelor temei.

2. Studiul organizrii generale i a formei constructive pentru automobilul impus prin tem.2.1. Determinarea prinicpalilor parametrii dimensionali i masici ai automobilului precum i a subansambleor acestuia.2.2 Determinarea formei i a dimensiunilor spaiului util a interiorului postului de conducere.2.3 ntocmirea schiei de organizare general.2.4 Determinarea poziiei centrului de mas al automobilului att la sarcina util nul ct i la sarcina util maxim construciv. Determinarea ncrcrilor statice la puni i a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere i stabilitatea longitudinal a automobilului n strns legatur cu panta maxim impus prin tema.2.5 Alegerea anvelopelor i a jantelor.

3. Determinarea coeficientului de rezisten la rulare a pneurilor, a coeficinetului de rezisten a aerului, a ariei seciunii transversale maxime i a randamentului transmisiei.4. Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare n funcie de viteza automobilului.5. Predeterminarea caracteristicii de turaie la sarcin total a motorului din condiia de vitez maxim n plaier, alegerea motorului i precizarea principalilor parametrii ai acestuia.6. Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principlale. Predeterminarea raportului de transmitere ale primei trepte ale schimbtorului de viteze.

Partea II-a:

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

B: Materialul grafic va cuprinde:

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

Capitolul 1. Alegerea i analiza unor modele similare de automobile in concordan cu cerinele temei de proiect

1.1 Alegerea modelelor similaren vederea proiectrii unui nou tip de autovehicul, avnd n vedere datele impuse prin tema de proiectare ce particularizeaz autovehiculul din punct de vedere al destinaiei sau a performanelor acestuia, o prim etap const n gsirea unui numr de modele similare, deja existente, ale cror caracteristici sunt asemntoare autovehiculului ce se dorete a fi proiectat. n alegerea modelelor similare se ine seama de informaii legate de parametrii constructivi, organizarea generala, capacitatea de ncrcare, de organizarea transmisiei i dispunerea sistemului de traciune, tipul sistemului de direcie, suspensie, frnare, etc.Alegerea modelelor similare se bazeaz pe o analiz comparativ avand ca date iniiale informaiile din tema de priect, iar printre parametrii ce se vor analiza se regsesc: organizarea general, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului i repartizarea sa pe puni, parametrii energetici, dimensiunea anvelopelor, consumul mediu, etc.Modelele de autovehicul cu caracteristici apropiate temei de proiectare sunt urmatoarele:

1.Toyota RAV4 2.0 VVT-I: - An fabricatie : 2006 - Tip caroserie : SUV- Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 190 [km/h] - Masa proprie : 1440 [kg] - Sarcina utila : 630 [kg]

2. Honda CV-R 2.0i VTEC : - An fabricatie : 2011 - Tip caroserie : SUV - Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 190 [km/h] - Masa proprie : 1469 [kg] - Sarcina utila : 581 [kg]

3. Nissan X-Trail 2.5 : - An fabricatie : 2007 - Tip caroserie : SUV - Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 194 [km/h] - Masa proprie : 1522 [kg] - Sarcina utila : 506 [kg]

4.Opel Antara 3.2 V6 : - An fabricatie : 2007 - Tip caroserie : SUV - Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 198 [km/h] - Masa proprie : 1490 [kg] - Sarcina utila : 505 [kg]

5.Nissan Qashqai 2.0 i : - An fabricatie : 2010 - Tip caroserie : SUV - Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 190 [km/h] - Masa proprie : 1390 [kg] - Sarcina utila : 570 [kg]6.Skoda Yeti 1.8TSI : - An fabricatie : 2009 - Tip caroserie : SUV - Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 200 [km/h] - Masa proprie : 1446[kg] - Sarcina utila : 570 [kg]7.Renault Koleos 2,5 16V : - An fabricatie : 2009 - Tip caroserie : SUV - Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 193 [km/h] - Masa proprie : 1697 [kg] - Sarcina utila : 531 [kg]

8.Ford Kuga 2.5 Turbo : - An fabricatie : 2008 - Tip caroserie : SUV - Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 210 [km/h] - Masa proprie : 1513 [kg] - Sarcina utila : 617 [kg]

9.Mitsubishi Outlander 2.4 : - An fabricatie : 2007 - Tip caroserie : SUV - Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 190 [km/h] - Masa proprie : 1628 [kg] - Sarcina utila : 600 [kg]

10.Mazda CX-7 2.3 Turbo : - An fabricatie : 2010 - Tip caroserie : SUV - Nr. locuri : 5 - Viteza maxima : 210 [km/h] - Masa proprie : 1700 [kg] - Sarcina utila : 535 [kg

Tab 1.1 Modele asemanatoare de autovehicule din clasa mijlocie. [4],....,[10]

Nr.Modele similareCaroserieMasa proprie [kg]Viteza maxima [km/h]

1Toyota RAV4 2.0 VVT-ISUV1440190

2Honda CV-R 2.0i VTECSUV1469190

3Nissan X-Trail 2.5SUV1522194

4Opel Antara 3.2 V6SUV1490198

5Nissan Qashqai 2.0 iSUV1390190

6Skoda Yeti 1.8TSISUV1446200

7Renault Koleos 2,5 16VSUV1697193

8Ford Kuga 2.5 TurboSUV1513210

9Mitsubishi Outlander 2.4SUV1628190

10Mazda CX-7 2.3 TurboSUV1700210

In Tab.1.1 sunt prezente modelele similare alese. Ele se caracterizeaza prin faptul ca toate sunt autoturisme, au caroseria de tip SUV, sunt echipate cu motoare cu aprindere prin scanteie, au formula rotilor 4x4, dispun de un numar 5 locuri si au o viteza maxima in palier in jurul valorii de 200km/h.1.2Analiza particularitilor constructive ale modelelor similare considerateFiecare model de automobil are diverse particularti constructive care pot face diferena din punct de vedere al performanelor automobilului, al siguranei acestuia fa de celelalte modele.Aceste particulariti se refer la modul de dispunere al motorului (transversal, longitudinal, fa, spate), al tipului de transmisie si de schimbtor de viteze (manual, automat), al tipului de suspensie folosit ce determin confortul fiecrui automobil, etc.Particularitile modelelor similare de automobile se vor centraliza in tabelul 1.2 pentru fiecare model n parte.

Tab 1.2 Particularitati constructive ale autoturismelor comparate[4],....,[10]

Nr.Modele similareAmplasare motorPunte motoareTransmisieNr. LocuriNr. Ui

1Toyota RAV4 2.0 VVT-Ifa -4 in liniefa, 4x45 viteze, manual55

2Honda CV-R 2.0i VTECfa -4 in liniefa, 4x45viteze, manual55

3Nissan X-Trail 2.5fa -4 in liniefa, 4x46 viteze, manual55

4Opel Antara 3.2 V6 fa -6 in Vfa, 4x45 viteze, automat55

5Nissan Qashqai 2.0 ifa -4 in liniefa, 4x46 viteze, manual55

6Skoda Yeti 1.8TSIfa -4 in liniefa, 4x46 viteze, manual55

7Renault Koleos 2,5 16Vfa -4 in liniefa, 4x46viteze, manual55

8Ford Kuga 2.5 Turbofa -5 in liniefa, 4x46 viteze, manual55

9Mitsubishi Outlander 2.4fa -4 in liniefa, 4x45 viteze, manual55

10Mazda CX-7 2.3 Turbofa -4 in liniefa, 4x46 viteze, manual55

Amplasarea motorului: se observa ca la toate modelele similare motorul este situat in partea frontala a autoturismului. La toate modelele analizate transmisia este hidraulica cu distributie a puterii catre ambele punti ale autoturismului. Din punct de vedere al sistemului de franare, acestea sunt echipate cu frana pe disc pe toate rotile. Sistemele auxiliare cum ar fi ABS, ESP, ASR, SRS, etc. maresc performantele autoturismului. Suspensia este pneumatica la toate modelele, cu reglarea garzii la sol. Capacitatea rezervorului este mare datorita consumului ridicat de combustibil, aceasta fiind cuprins intre 95 si 100 de litri.1.3 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori ale modelelor similare considerateCaracteristicile dimensionale privind lungimea [L], limea [l], nlimea[h], ampatamentul [A], ecartamentul fa/spate [E F/S], garda la sol si unghiul de atac ale modelelor de automobile sunt prezentate n tabelul 1.3.

Fig 1.1 Compararea principalilor parametri ai dimensiunilor exterioare: lungime, latime, inaltime, ampatamentSe analizeaza din punct de vedere al valorilor, toti parametrii trecuti in tabelul 1.3. Primul parametru, lungimea maxima are valori cuprinse intre 4223 mm si 4675 mm. Celelalte sunt cuprinse intre aceste doua valori cuprinzand toata plaja de valori intre acestea. Autoturismul SUV este caracterizat prin dimensiuni mari ale lungimii datorita capacitatii acestuia de a circula pe toate tipurile de teren. Cel de-al doilea parametru, latimea maxima, variaza foarte putin la toate cele cinci modele. Pentru a treia dimensiune, inaltimea maxima, se incadreaza intre 1606 mm si 1720mm.Toate modelele incadranduse cam la aceeasi inaltime. Dimensiunile ampatamentului si ecartamentelor sunt foarte apropiate ca valoare.Garda la sol este cea mai mare pentru FordKuga 2.5 Turbo si Mitsubishi Outlander 2.4, iar cea mai mica fiind pentru Honda CV-R 2.0i VTEC. Unghiul de atac este obtinut in functie de garda la sol si lungime consolei fata. Acesta este cel mai mare pentru Nissan X-Trail 2.5, care are valoarea garzii la sol cea mai ridicata si consola fata cea mai mica. Restul valorilor sunt distribuite uniform pe toala lungimea intervalului.

81

Tab 1.3 Principalele caracteristici dimensionale [4],,[10]

Nr.Modele similareL [mm]l [mm]h [mm]A [mm]E [mm] F/Sgarda la sol[mm]Unghi de atac [grade]ConsolaFata[mm]ConsolaSpate [mm]

1Toyota RAV4 2.0 VVT-I43951815172025601560/1560191.00289101000

2Honda CV-R 2.0i VTEC45251820167526301575/1585140.00289701200

3Nissan X-Trail 2.546301785168526301530/1540200.0029900990

4Opel Antara 3.2 V6 45751850170427071562/1572200.0023898925

5Nissan Qashqai 2.0 i43151783160626301560/1560188.0019.7900930

6Skoda Yeti 1.8TSI42231793169125781570/1570180.00199601000

7Renault Koleos 2,5 16V45201865169526901629/1630206.0027875955

8Ford Kuga 2.5 Turbo44431842167726901574/1580215.0021890975

9Mitsubishi Outlander 2.446401800168026701540/1550215.00229651005

10Mazda CX-7 2.3 Turbo46751870164527501615/1615206.0018.5915985

1.4 Analiza principalelor caracteristici masice

n cadrul acestui capitol se vor analiza urmatorii parametrii masici ce caracterizeaz modelele similare considerate, i anume: masa proprie (), masa maxim admis (), masa util nominal ().Masa proprie () este o mrime ce caracterizeaz construcia autovehiculului i este determinat de suma tuturor sistemelor componente, cnd acesta se afl n stare de funcionare.Masa maxim admis () este masa maxim admis prin lege pe care o poate avea autovehiculul incrcat cu sarcina maxim admis. Se definete prin suma dintre masa proprie () i masa util nominal. Masa util nominal () este o caracterstic constructiv esenial autovehiculului, prin ea caracterizndu-se posibilitile de utilizare ale acestuia.

Tabel 1.4 Principalele caracteristici masice [4],...,[10]

Nr.Crt.Modele similarem0 [kg]mu [kg]ma [kg]m0/ Lma/ A

1Toyota RAV4 2.0 VVT-I144063020700.330.81

2Honda CV-R 2.0i VTEC146958120500.320.78

3Nissan X-Trail 2.5154450620500.330.78

4Opel Antara 3.2 V6 169550522000.370.81

5Nissan Qashqai 2.0 i139057019600.320.75

6Skoda Yeti 1.8TSI144657020160.340.78

7Renault Koleos 2,5 16V167953122100.370.82

8Ford Kuga 2.5 Turbo151361721300.340.79

9Mitsubishi Outlander 2.4162860022280.350.83

10Mazda CX-7 2.3 Turbo170053522350.360.81

Fig 1.2 Compararea principalilor parametrii masici: masa proprie, masa utila, masa admisibilaCa si parametri dimensionali, parametri masici difera de la producator la producator, insa au valori asemanatoare.Astfel masa proprie e mai mare de 1440 kg(Toyota RAV4 fiind cel mai avantajos din acest punct de vedere), dar nu depaseste 1700 kg.Sarcina utila difera in functie de model avand valori cuprinse intre 505 kg si 630kg.

1.5 Analiza parametriilor energeticiCaracteristicile energetice se vor analiza innd seama de puterea maxim, cuplul maxim i puterea specifica a modelelor similare care sunt date n tabelul 1.5.

Fig 1.3 Compararea principalilor parametrii energetici: viteza maxima, cilindreea, puterea maxima, cuplu maxim si turatia maxima.

Tab 1.5. Parametrii energetici [4],...,[10]Nr.CrtModele similareV max [km/h]cilindreea [cm3]P max [cp]M max [Nm]nmax [rot/min]consum mixt0-100km/h [s]raport de comprimareP/m0P/ma[kw/kg]

1Toyota RAV4 2.0 VVT-I190199815219960008.913.49.8:10.1060.073

2Honda CV-R 2.0i VTEC190199715025062008.110.29.8:10.1020.073

3Nissan X-Trail 2.5194248816923360009.69.89.6:10.1090.082

4Opel Antara 3.2 V62033195227297660011.68.810.3:10.1340.103

5Nissan Qashqai 2.0 i190199714019660008.410.610.2:10.1010.071

6Skoda Yeti 1.8TSI2001798160250450088.49.8:10.1110.079

7Renault Koleos 2,5 16V193248817022660009.69.39.6:10.1010.077

8Ford Kuga 2.5 Turbo210252120032060009.98.29.0:10.1320.094

9Mitsubishi Outlander 2.4190236017023260009.49.610.5:10.1040.076

10Mazda CX-7 2.3 Turbo2102261260350550010.27.99.5:10.1530.116

Puterea specificeste un parametru ce ne poate ajuta la definitivarea unor idei despre caracteristicile dinamice ale automobilului si poate fi calculat cu formula: (1.1)Valoarea maxima se gaseste la autoturismul Mazda CX-7 2.3 Turbo (0.116kw/kg) in timp ce valoarea minima se gaseste la autoturismul Nissan Qashqai 2.0 i (0.071kw/kg).Cilindreele variaza in functie de model, datorita tipurilor diferite de motoare si numarului de cilindrii ai motoarelor. Astfel maximul se inregistreaza pentru motorul V6 al autoturismului Opel Antara 3.2 V6, iar minimul pentru Skoda Yeti 1.8TSI, de 1798 cm3.Puterea maxima o are autoturismul Mazda CX-7 2.3 Turbo de 260 kW.Cuplul maxim este realizat tot de Mazda CX-7 2.3Turbo acesta fiind de 350 Nm.Autoturismul care surprinde prin cuplul motor foarte mic este Nissan Qashqai 2.0 i cu o valoare a acestuia de numai 196Nm.

1.6 Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta

n acest subcapitol se vor concluziona datele i parametrii analizai n vederea stabilirii modelului ce poate fi considerat drept referin n vederea proiectrii autovehciculului prescris n tem.Principalii parametrii analizai care vor fi luai n considerare n proiectarea noului model sunt ormtorii:

tipul automobilului:autoturism; caroseria: SUV; numr persoane (locuri):5; viteza maxim n palier:200 km/h; panta maxim:57%; alte particulariti:MAS, 4x4;Dintre modelele similare considerate, cel care se aproprie cel mai mult de caracteristicile datelor iniiale este Skoda Yeti care poate atinge o vitez maxim de 200 km/h, are 5 locuri i este echipat cu un motor cu aprindere prin scanteie amplasat pe puntea din fa.

Cap. 2. Studiul organizrii generale i a formei constructive pentru autoturismul impus prin tem

2.1.Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai autoturismului precum si ai subansamblurilor acestuiaDeterminarea parametrilor dimensionali si masici ai autovehiculului se va face prin metoda intervalului de incredere,[3]Etapele metodei intervalului de incredere:

a) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametrul xj: (2.1), in care xj este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j, iar Nms este numarul de modele similare la care se cunoaste valoarea parametrului x.

b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv: (2.2)

c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv: (2.3)

d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii , k=Nms-1 (2.4) (2.5)t(0.95;8)=2.306 ,[4,tab IV] (2.6)e) Alegerea valorii parametrului din interval,xIx.Ampatamentul (L)

Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametrul :

2653 mm.

Calculul abaterii medii ptratice a valorilor parametrului respectiv:

.

Calculul coeficientului de variaie a valorilor parametrului respectiv:

=4,9 % Determinarea intervalului de ncredere pe baza inegalitii:

47 < 95,59 (2659, 2761) mm

Ampatamentul (L)- este un parametru dimensional de gabarit foarte important prin prisma faptului c de el depinde capacitatea de ncrcare util a autovehuclului ce se proiecteaz. - media celor zece valori cunoascute ale ampatamentelor autovehcululelor similare considerate are valoarea de 2653 mm, abaterea medie ptratic =131 mmceea ce duce la un coeficent de variaie ale acestor valori de 4,9 % pe un interval de ncredere (2659,2761) mm;- valoarea aleas a acestui parametru este de 2670 mm

Lungimera total (La)- a fost aleas, n urma analizei intervalului de ncredere, ca find =4494 mm;- calculnd valoarea abaterii medii ptratice a lungimii totale a celor opt modele similare considerate, =183 mm implicnd un coeficent de variaie =3,8%;-= 4580 mm a fost luat din intervalul de ncredere (4457,4635) mm

Lime total (la)- are valoarea stabilit n urma aplicrii pailor ce duc la determinarea intervalului de ncredere de 1822 mm;- abaterea medie ptratic a rezultat ca fiind de =79 mm ce a dus la un coeficient de variaie =4,16%;- valoarea aleas are valoarea de 1790 mm ntr-un interval de ncredere (1737,1859) mm;

nlime total (Ha)- cuprins n intervalul de ncredere (1636,1745) mm, s-a ales ca fiind egal cu 1680 mm;- valoarea medie a celor zece valori ale acestui parametru este =1677 mm din care a rezultat abaterea medie ptratic =82 mm cu un coeficient de variaie =4,66%;- coeficinetul t=2.306 a fost ales din tabelul IV., [3] n funcie de P=0.9 i ;

Ecartament fata ()- are valoarea stabilit n urma aplicrii pailor ce duc la determinarea intervalului de ncredere de 1586 mm;-abaterea medie ptratic a rezultat ca fiind de =51 mm ce a dus la un coeficient de variaie =3,2%;- valoarea aleas are valoarea de 1560 mm ntr-un interval de ncredere (1486,1686) mm;

Ecartament spate()- cuprins n intervalul de ncredere (1489,1686) mm, s-a ales ca fiind egal cu 1570 mm;- valoarea medie a celor zece valori ale acestui parametru este =1586 mm din care a rezultat abaterea medie ptratic =54 mm cu un coeficient de variaie =3.2%;- coeficinetul t=2.306 a fost ales din tabelul IV., [3] n funcie de P=0.9 i ;

Consol fa ()- are valoarea stabilit n urma aplicrii pailor ce duc la determinarea intervalului de ncredere de 930 mm;- abaterea medie ptratic a rezultat ca fiind de =67 mm ce a dus la un coeficient de variaie =7,22%;- valoarea aleas are valoarea de 800 mm ntr-un interval de ncredere (784,1076) mm;

Consol spate ()- cuprins n intervalul de ncredere (923,1120) mm, s-a ales ca fiind egal cu 1014 mm;- valoarea medie a celor zece valori ale acestui parametru este =968 mm din care a rezultat abaterea medie ptratic =77 mm cu un coeficient de variaie =6.75%;Garda la sol () -- are valoarea stabilit n urma aplicrii pailor ce duc la determinarea intervalului de ncredere de 194 mm;- abaterea medie ptratic a rezultat ca fiind de =9 mm ce a dus la un coeficient de variaie =4,2%;- valoarea aleas are valoarea de 200 mm ntr-un interval de ncredere (176,215) mm;

Tabelul 2.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exteriori

Nr. crt.Denumire[mm][mm][%]t[mm][mm]

1.Ampatamentul (L)26531314.92.306(2659,2761)2670

2.Lungime total (La)44941833.82.306(4457,4635)4580

3.Lime total (la)1822794,162.306(1737,1859)1790

4.nlime total (Ha)1677824.662.306(1636,1745)1680

5.Ecartament fata ()1586513.22.306(1486,1686)1560

6.Ecartament spate ()1593543.22.306(1489,1686)1570

7.Consol fa ()930677.222.306(784,1076)800

8.Consol spate ()998776.752.306(923,1120)1014

9.Garda la sol (Ga)19494.22.306(176,215)200

2.1.2.Predeterminarea principalilor parametri masici

Tab 2.2 Valoarea principalilor parametri masici

ParametruValorixj[kg]Valoare medie [kg]Abaterea medie patraticaSx[kg]Coeficientul de variatie a valorilorCvxIntervalul de incredereIxxales [kg/mm]

Masa proprieliniara0.810.780.780.810.750.780.820.790.830.810.800.1114.540.67-0.840.7

S-a folosit metoda intervalului de incredere si s-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta:

Masa proprie liniara: 0.7 kg/mmAtunci m0=m0l*L=0.7*2653=1859kg (2.7)

Se alege mbag= 7bagaje*8kg=56kg (2.8) msofer=75kg=mpasager (2.9)Rezulta pentru automobilul ce se va proiecta o masa utila

mu= 75 * N+ mbag= 501 kg (2.10)

deci masa totala va fi

ma=m0+mu=1859+501=2360 kg (2.11)

2.1.3.Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici ai principalelor subansambluri ce compun autovehiculul impus prin tema

Din soluia constructiv impus prin tem am ales dimensiuni relativ mici pentru grupul motor-transmisie. De asemenea din condiia de spaiu am ales amplasarea rezervorului de combustibil sub bancheta din spate, acolo fiind i o zona de rezisten sporit la deformaia la impact.Roata de rezerv am poziionat-o n portbagaj sub podea reinuta printr-un suport adecvat, i avnd avantajul ca ofera un spaiul util ridicat dar i dezavantajul c nu asigur accesul uor, fiind astfel necesar sa se scoata bagajele din spaiul lor.In tabelul de mai jos, sunt prezentati principalii parametrii masici ai principalelor subansambluri ce compun autovehiculul ce se va proiecta:

Tabel 2.3 Principalii parametri masici ai subansamblurilorNr. Crt.Denumire subansambluParticipatie [%]Valoare [kg]Dimensiuni[mm]LxlXhForma geometrica

1

Motor-transmisie14245

2

Rezervor combustibil0.712.251030x750x120

3Sistem de evacuare2353220xR16

4Ambreiaj0.814305x37x150

5Schimbtor de viteze3.765235x238x186

6Suspensie fa470146x72x448

7Suspensie spate4.578.75146x72x448

8Sistem de direcie1.526.251118x36x36

9Instalaie electric i baterie de acumulatori235

240x200x150

10Roile470225/65R17

11Caroserie, ui, i geamuri53.5937

12Echipament auxiliar117.5

13Roata de rezerv117.5225/65R17

14Scaun conductor auto1.1520.13736x736x830

15Radiator15

2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere2.2.1.PRINCIPALELE DIMENSIUNI INTERIOARE ALE AUTOMOBILELOR

Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:1) Organizarea si dimensiunile postului de conducere2) Amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasagaeri si dimensiunile acestora3) Dimesiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc)4) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobiluluiOrganizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.

2.2.2. MANECHINUL BIDIMENSIONAL SI POSTUL DE CONDUCERE

Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plastic acrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin; consta din tors si segmentele picioarelor asamblate cu articulatii prevazute cu scari pentru masurarea unghiurilor.Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului ls pentru gamba si lt pentru coapsa deoarece s-au constatat ca dimensiunile torsului variaza nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificatia acestui procentaj este urmatoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 inseamna ca dintr-un numar de adulti, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 50, 50% din numarul de adulti au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 10, 10% din numarul de adulti au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin. Numarul de adulti s-a stabilit dupa criterii statistice.Dimensiunile segmentelor ls si lt sunt prezentate in tab 2.4 :

Tab 2.4 Tipodimensiunea manechinuluiTipodimensiunea manechinului [%]105090

ls [mm]390417444

lt [mm]408432456

Fig.2.1 Manechin bidimensional tip 90

Pozitia manechinului pe scaunul soferului este definita de dimensiunile a si b (pozitia articulatiei H a soldului fata de partea verticala a panoului despartitor de compartimentul motorului, respectiv fata de podea), de unghiul dintre axa torsului rezemat pe scaun si verticala, de unghiurile , si care reprezinta unghiurile principalelor articulatii (sold, genunchi si respectiv glezna) ale manechinului bidimensional. Manechinul in aceasta pozitie este prezentat in figura urmatoare:

Fig.2.2 manechin bidimensional la postul de conducere

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 verticala 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 , , , sunt prezentate in tabelul urmator:

Tab 2.5 Valorile medii recomandate ale unghiurilorUnghiul []Dimensiunile limita [mm]Dimensiunile alese [mm]

20-3020

60-11090

80-170140

75-130110

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

Fig. 2.3 Pozitia manechinului fata de pozitia acoperisului

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.

Observatie: Dispunerea pasagerilor pe bancheta din spate respecta recomandarile de mai sus cu verificarea suplimentara ca, intre piciorul pasagerului din spate si conturul partii din spate a scaunului sofer plasat in pozitia extrema spate si jos sa existe un spatiu minim.n tabelul 2.6 sunt centralizate valorile limitelor de modificare ale postului de conducere i valorile alese pentru modelul de proiectat. S-a inut cont de economia spaiului i sportivitate. Tabel 2.6 Dimensiunile postului de conducereNrcrtDimensiuneaLimitele de modificareValoarea aleas

1Unghiul de nclinare spre napoi, [grade]9-3313

2Distana vertical de la punctul R la punctul clciului, Hz[mm]130-320182

3Cursa orizontal a punctului R, Hx [mm]min 130700

4Diametrul volanului, D [mm]330-420330

5Unghiul de nclinare al volanului, [] (variabil)10-7026

6Distana orizontal ntre centrul volanului i punctul clciului, Wx[mm]660-152350

7Distana vertical ntre centrul volanului i punctul clciului, Wz[mm]530-838782

2.2.3. Dimensiunile volumului utilDimensiunile portbagajului sunt stabilite in functie de tipul, destinatia si constructia automobilului.Dintre dimensiunile care caracterizeaza aceste zone ale automobilului se mentioneaza: Marimea volumului util exprimata in dm3 sau in m3 Dimensiunile volumului util: lungime x latime x inaltime exprimata in [mm] Volumul si dimensiunile unor elemente constructive care optureaza volumul util ca de exemplu pasajele rotilor, locasul rotii de rezerva, etc Nivelul suprafetei utile fata de sol exprimat in [mm]; Pasul scaunelor,a banchetelor, marimea suprafetelor libere, dimensiunile scarilor si a usilor de acces.

2.3 ntocmirea schiei de organizare general

La ntocmirea schiei de organizare general se va reprezenta un desen n faza iniial de proiectare. Acest desen va conine postul de conducere, spaiul util, grupul motor, transmisia, punile, dar si alte subansambluri ale autovehiculului impus prin tema de proiectare.Vom folosi astfel postul de conducere realizat la scara 1:1 mai sus. Se pozitioneaza roile protrivit cu valoarea ampatamentului ales anterior, dup care se amplaseaza convenabil subansamblurile. n aceasta schi se deseneaz roile cu dimensiuni alese prealabil, chiar dac, n faza final ele ar putea fi cu alte dimensiuni.Bateria de acumulatoare trebuie sa fie plasat ntr-un loc n care s nu fie supus solicitrilor mecanice mari, fiind asigurat accesul uor necesar pentru verificarea strii tehnice si ntreinere. De aceea am plasat bateria n compartimentul motor n spatele radiatorului i la o nlime suficient de mare, departe de galeria de evacuare, pentru a-i menine o temperatur medie de funcionare nici prea ridicat dar nici sczut pentru condiiile de iarn.Pentru a micora pericolul de incendiu am amplasat rezervorul de combustibil pe axa longitudinala n partea din spate a autovehiculului, sub podea in faa axei rotilor din spate. Am ales aceast poziionare i din considerentul c acesta trebuie s fie departe de conturul exterior al autovehiculului pentru a fi ferit n timpul accidentelor de spargerea sau deformarea acestuia.Roata de rezerv am poziionat-o n portbagaj sub podea reinuta printr-un suport adecvat, i avnd avantajul ca ofera un spaiul util ridicat dar i dezavantajul c nu asigur accesul uor, fiind astfel necesar sa se scoata bagajele din spaiul lor.Pentru schiarea puilor faa/spate am respectat soluiile constructive i amplasarea de la modelele similare alese n capitolul 1. La coloana de direcie am considerat c aceasta trebuie s fie alctuit din mai multe articulaii tocmai pentru ca n cazul accidentelor volanul sa nu fie mpins n toracele oferului.n cele ce urmeaz se ve prezenta schia de organizare general innd seama de dimensiunile parametrilor exteriori alese la punctul 2.1.1 :

Fig 2.4 Schia de organizare general

2.4 Determinarea poziiei centrului de mas al autovehiculului1) Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relaiile:

xG=i zG=

n care mj este masa subansamblului j, n kg;xj,zj coordonatele centrului de greutate al subansamblului j, fa de sistemul de axe, xoz, ales, n mm.

n legtur cu poziia centrului de mas pentru o persoan aezat pe scaun: n cazul scaunelor fixe, centrul de mas se afla la distan de 50 mm fa de punctul R, n sensul de mers, iar n cazul scaunelor reglabile aceast distan este de 100 mm; nlimea centrului de mas, pe vertical, fa de punctul R, are valoarea medie de 180 mm.Poziia centrului de mas al automobilului se va determina n dou situaii:a. Automobilul cu conductor, fr pasageri sau fr ncrctur;b. Automobilul ncrcat complet cu sarcin util.

Tabelul 2.7. Coordonatele centrului de greutate al caroseriei:

SubansambluNr. Crt.mjxjzjxjmjzjmj

Bara fata125-577,25473,35-14431,2511833,75

Capota fata230-1101016,55-330030496,5

Aripa fata3159192816,2513788012243,75

Parbriz430834,21334,372502640031,1

Usa fata5501127,16712,515635835625,5

Sasiu61751412,4301,4624717052755,5

Pafon7401902,291561,1276091,662444,8

Usa spate8402037,44777,1981497,631087,6

Luneta9303013,621377,5290408,641325,6

Aripa spate10403058,591121,06122343,644842,4

Bara spate11253470,07564,1486751,7514103,5

suma mjxczcsuma xjmjsuma zjmj

5001811,592753,58905795,9376790

Gc (1811 , 753)

Tabelul 2.8. Tabelul centralizator pentru determinarea poziiei centrului de mas al automobilului, n cele doua situaii:

Denumire subansambluNr. Crt.mj[kg]xj[mm]zj[mm]xjmjzjmj

Motor-transmisie1235-57,26703,09-13456,1165226,15

Ambreiaj244-200,85535,87-8837,423578,28

Schimbator de viteze364-209,76541,49-13424,6434655,36

Punte fata (fara roti)4800345,65027652

Punte spate (fara roti)5802671,62355,5213729,628440

Suspensie fata6870482,72041996,64

Suspensie spate7682671,62355,7181670,1624187,6

Rotile81201335,81350160297,242000

Sistem de directie925562,97843,2314074,2521080,75

Sistem de franare1018451,27772,178122,8613899,06

Rezervor de combustibil cu conducte11173048,49824,1751824,3314010,89

Sistem de evacuare12172607,3488,7244324,18308,24

Radiator1325-574,57605,12-14364,2515128

Instalatie electrica si bacteria1440356,31918,7214252,436748,8

Caroserie155001459354729500177000

sarcina utila1662030558001894100496000

caun fata17151124,72743,3316870,811149,95

Bancheta spate18352115,67769,5474048,4526933,9

Coordonatele centrelor de greutate:

suma mj0suma xjmjsuma zjmjsuma mjasuma xjmjasuma zjmja

14201367712,51673911,7720903352731,761207995,62

x0z0xaZa

9634751.604578

G0(963 , 475) Ga(1604 , 578)

Mj- masa subansambluluiXj- coordonata pe axa x a centrului de greutate al subansambluluiZj- coordonata pe axa z a centrului de greutate al subansamblului

2) ncrcturile statice la cele dou puni corespunztoare celor dou situaii de ncrcare sunt:

, , a0, b0-distanta de la cele dou puni la G0 , a, b distant de la cele dou puni la Ga

Pentru automobilul gol:a0=963mmb0=1708mm G1,0=908daN (64% fa); G2,0=512daN (36% spate)

Pentru automobilul ncrcat:a=1604mmb=1067mm G1=835daN (40% fa); G2=1255daN (60%spate)

Verificarea capacitii de trecere i a stabilitii longitudinale

nc din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut n vedere i parametrii geometrici ai capacitii de trecere. Definitivarea lor este ncheiat o dat cu ntocmirea schiei de organizare general i a desenului de ansamblu.Unghiul de rampa trebuie s fie cel puin egal cu unghiul pantei maxime impuse n tem de proiect.

Parametri geometrici ai capacitii de trecere: 1=25o;2=25o;Gard la sol: h1=200[mm]

Tabel 2.9Tip automobilGarda la sol [mm]Unghiul de atac [o]Unghiul de degajare [o]

Autoturism150...20020...3015...20

Autocamion240...30040...6025...45

Autobuz220...30010...406...20

Condiiile cele mai dificile la naintare, pentru automobile sunt, n general, la urcarea pantei maxime impuse prin tem de proiectare (pmax=tg pmax)

Expresiile unghiului limita de patinare sau de alunecare (cnd roile motoare ajung la limita de aderent) sunt:

tgpa=x, pentru traciune fa. (2.10)tgpa=x pentru traciune integral.(2.11)x=0,70...0,80. => x=0,80tgpa1=1,42 =>pa1=19otgpa2=0,8 =>pa2=37o

La deplasarea pe drumul cu pant maxim impus prin tema nu trebuie s se produc rsturnarea automobilului. Unghiul limita de rsturnare este dat de relaia:

pr1=arctg; pr1=57o

Condiiile de stabilitate longitudinal, la deplasarea automobilului pe panta maxim impus, sunt:

pr1 pa1 pmax1 ; (57o19o25o) pr2 pa2 pmax2 ; (57o37o25o)

2.5 Alegerea pneurilor i stabilirea caracteristicilor acestora

Fiind ales numarul de pneuri la fiecare punte, ncrcarea static pe pneu corespunztoare sarcinii utile maxime calculate va fi:

zpj=, j= (2.12)

zp1=; zp1=417,5[daN]zp2=; zp2=627,5[daN]

Capacitatea portanta necesar a pneului (definit ca fiind incrcarea radial maxima suportata de acesta) va fi:

Qpnec=(max zpj)/kq, unde kq= 0,9 pentru autoturisme si kq=1 pentru autocamioane si autobuze.

Qpnec=; Qpnec=697,2[daN];(2.13)

Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitatea portantQpQpnec, dar cat mai aproape de Qpnec. (697)Se alege Qp din tabelul cu indici de incrcare Qp= 800[daN]

Principalele caracteristici ale pneului ales: Simbolizarea anvelop: 215/70-R17 Limea seciunii pneului Bu=215[mm] Diametrul exterior De=Rx 25,4 + 2 x 70xBu/100 = 17x25,4+2x150,5; De=732,8[mm] Raza liber ro=De/2; ro=366,4[mm] Raza de rulare rr=ro; rr=342,5[mm]; =0,935 Raza static rs=rr/1,04; rs=329,4[mm] Capacitatea portant a pneului Qp=800 [daN] Presiunea aerului din pneu corespunztoare pa= 4 [bar] Indicele de viteza V Raportul nominal de aspect 100 x H/ Bu

A- ltimea seciuniiB- diametrul janteiC- diametrul liber al anvelopeD- naltimea seciuniiFigura 2.7 Dimenensiuni anvelopaFigura 2.8 Structura anvelopeiAlegerea jantelor:Aleg diametrul jantelor : 8 J x 17H2 ET 56 PCD 5x114

8 = limea jantei in inch (toli) J = litera caracteristic pentru forma bordurii janteix = janta dintr-o singura piese17 = diametrul nominal al jantei in inch (toli)H2 = profilul janteiET56 = adancimea de comprimare: 56mmPCD=diametrul de dispunere al prezoanelorOffset= 35 42Alezajul= 60.1

CAP. 3 Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare, in diferite conditii de deplasare3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintarea) Determinarea coeficientului de rezisten la rulareCoeficientul de rezisten la rulare are o influen hotrtoare asupra puterii necesare a motorului i asupra consumului de combustibil.

Pentru a obine un rezultat ct mai bun, vom considera pneurile alese n capitolul anterior i viteze luate din 10 n 10 km/h pn la viteza maxim stabilit n tema de proiectare de 180 km/h. Dependena coeficientului de rezistent la rulare fa de viteza automobilului se exprima, cel mai frecvent, printr-o funie polinomial de forma:(3.1), unde este coeficientul de rezisten la rulare la vitez mic, iar , sunt coeficieni de influen a vitezei asupra coeficientului de rezisten la rulare.Tabelul 3.1 Dimensiuni in functie de constructia pneului:

Tip pneu,[ h/km][h2/km2]

DiagonalCord metalic1,3295 10-2-2,8664 10-21,8036 10-2

Cord textil1,3854 10-2-1,21337 10-21,6830 10-2

RadialSectune foarte joasa16115 10-2-9,9130 10-22,3124 10-2

Seciune joasa1,6110 10-2-1,0002 10-22,9152 10-2

Superbalon1,8360 10-2-1,8725 10-22,9554 10-2

Coeficientul de rezisten la rulare f se calculeaz pentru viteze ncepnd de la 0 pn la vitez maxim (200km/h), la intervale de 10 km/h:

Tabel 3.2 Dependea coeficientului de rezisten la rulare in functie de viteza automobilului

V[km/h]020406080100120140160180200

f[-]0,01610,01640,01690,01750,01840,01940,02060,02210,02360,02540,0274

Grafic 3.1 Influena vitezei automobilului asupra coeficientului de rezisten la rulareDin grafic se observ c pn la viteza de aproximativ 50 km/h creterea acestul coeficient este foarte mic, fapt datorat petei de contat, relativ mare, pn la acest vitez, iar dupa aceast vitez creterea coeficientului este influenat de cresterea temperaturii i automat, a presiunii din pneuri.

b) Determinarea ariei seciunii transversale maxime a autovehicululuiAria seciunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proieciei frontale a autovehiculului se obine prin: Planimetrarea conturului delimitat prin vederea din fa a desenului de ansamblu; Calculul

A=Cf (Ha-hb) la+Npn hb Bu [m2] (3.1)

unde este limea seciunii anvelopei; -nlimea marginii inferioare a barei de protecie fa de cale; -numrul de pneuri; -coeficient de form; i nlimea si limea automobilului.

n concluzie vom efectua calculele n continuare cu valoarea A=2.44 m

c) Determinarea coeficientului de rezisten a aerului

Valori medii ale parametrilor aerodinamici pentru diferite tipuri de autovehicule sunt prezentate n urmtorul tabel:

Tabel 3.3. Valori medii ale parametrilor aerodinamici pentru diferite tipuri de autovehiculeTip autovehiculA[m2]Cx

Automobil sport1,0...1,30,20...0,25

Autoturism cu caroserie nchis1,6...2,80,30...0,50

Autoturism cu caroserie deschis1,5...2,00,65...0,80

Autobuz3,5...7,00,70...0,80

Autocamion cu platforma deschis3,0...5,30,90...1,00

Autofurgon 3,5...8,00,60...0,75

Cx=0,39

d) Determinarea randamentului transmisieiPenru proiectare, n aceast faz, se opereaz cu un randament constant mediu al transmisiei: 0,92 pentru autoturisme; 0,90 pentru autocamioane 4x2 i autobuze cu transmisie principal simpl; 0,85 pentru autocamioane 4x2 i autobuze cu transmisie principal dubl i pentru automobile 4x4; 0,80 pentru autocamioane cu trei puni.

t=0.85

3.2 Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare, n funcie de viteza autoturismuluiRezistena la rulare:Rrul=f(v) Ga cosp [daN]; (3.2)

Rezistena la panta:Rp=Ga sinp; (3.3)

Rezistena aerului:Ra=(k A vx2)/13; (3.4)

Rezistena total a drumului:R =(fcosp + sinp)Ga;(3.5)

Rezistena la accelerare:Rd= (3.6)

n care k este coeficientul aerodinamic k=0,06125 Cx; k=0,042875.vx vitez relativ a aerului fa de automobilvx=vvv (vv=0)

Puterea corespunztoare rezistenei:P =(3.7)

Calculele se fac la deplasarea vehiculului n palier (p = 0, 8, 43), Determinrile se fac urmtoarele situaii de deplasare a autoutilitarei: deplasare n palier (, n care nu se ine cont de aciunea vntului; deplasare n panta maxim a drumului modernizat (, fr vnt;

a) Cazul deplasrii n palier (, nelundu-se n considerare aciunea vntului, valorile rezistenelor , , respectiv puterile ,,.In tabelul 3.3. sunt date valorile pentru rezistenta la rulare in cazul cand deplasarea se face in palier, adica p=0o si automobilul este la sarcina maxima admisibila.Rezistena la rulare - rezistena la rulare se manifest din momentul n care roata ncepe s se roteasc. Pe drum orizontal, este rezistena cea mai important pn la viteze de 60 80km/h. Datorit rezistenei la rulare se produce nclzirea pneului, ceea ce afecteaz rezistena la uzare a anvelopei i rezistena la oboseal prin ncovoiere a materialului acesteia.

Tabelul 3.3. Valorile rezitentei la rulare

V [km/h]0305090110130150200

R rul [daN]22,8823,624,4126,8228,4230,2832,4138,88

Rezistena la pant - rezistena la urcarea pantei este, de fapt, componenta paralel cu panta a greutii autovehiculului, ndreptat ctre baza pantei. Ea este aplicat, ca i fora de greutate, n centrul de greutate al autovehiculului.Rezistena la pant n acest caz este zero.

In tabelul 3.4. sunt calculate valorile rezistentei aerului in cazul deplasarii in palier, la sarcina maxima a automobilului.Rezistena aerului - Rezistena aerului exist i este produs de: frecarea aerului de suprafaa caroseriei i de modul n care frecarea aerului de suprafaa caroseriei modific curgerea aerului n partea din spate a caroseriei. La curgerea peste caroserie, datorit frecrilor din gaz, viteza aerului scade pe msura apropierii de caroserie, ajungnd la 0 n cazul moleculelor ce vin n contact cu aceasta.Tabelul 3.4. Valorile rezistentei aerului

V [km/h]0305090110130150200

Ra [daN]0411,236,454,375,9101179,6

In tabele 3.5. si 3.6. sunt date valorile puterilor pentru invingerile rezistenlor la rulare respectiv la aer la sarcina maxima admisibila de la 0 la 200 km/h.Prul=Rrul*200/360 [kW]; Pa=Ra*200/360 [kW]

Tabelul 3.5. Valorile puterii pentru rezistenta la rulare

V [km/h]0305090110130150200

Prul [kW]01,973,396,718,6810,9413,521,6

Tabelul 3.6. Valorile puterii pentru rezistenta la aer

V [km/h]0305090110130150200

Pa [kW]00,341,569,0916,627,442,199,79

In tabelul 3.7. sunt reprezentate valorile sumelor rezistentelor la deplarea in palier de la viteza 0 pana la cea impusa prin tema de proiect cu valoarea de 200 km/h

Tabelul 3.7. Valorile rezistentei totale

V [km/h]0305090110130150200

R [daN]22,8827,635,6163,2282,72106,18133,41218,48

In tabelul 3.8. sunt calculate puterile necesare invingerii rezistentelor la rulare, panta si aer in cazul deplasarii in palierTabelul 3.8. Valorile puterilor totaleV [km/h]0305090110130150200

P [kW]018,7932,3265,1385,6109,63137,77230,98

In figurile 3.3. si 3.4. sunt reprezentarile grafice ale variatiei rezistentelor si puterilor totale pentru deplasarea in palier si cu o viteza a vantului egala cu 0 km/h pentru o viteza a autoturismului de la 0 la 200 km/h.

Fig 3.3. Graficul variatiei rezistentelor la deplasarea in palier

Fig 3.4.Graficul variatiei puterilor la deplasarea in palierIn tabelul 3.9. sunt date valorile pentru rezistenta la rulare in cazul cand deplasarea se face in rampa , automobilul este la sarcina maxima admisibila.Rezistena la rulare - rezistena la rulare se manifest din momentul n care roata ncepe s se roteasc. Pe drum orizontal, este rezistena cea mai important pn la viteze de 60 80km/h. Datorit rezistenei la rulare se produce nclzirea pneului, ceea ce afecteaz rezistena la uzare a anvelopei i rezistena la oboseal prin ncovoiere a materialului acesteia.

Tabelul 3.9. Valorile rezitentei la rulare

V [km/h]0305090110130150200

R rul [daN]22,6523,3724,1726,5528,1429,9832,0938,5

In tabelul 3.10. sunt calculate valorile rezistentei in rampa inca cazul cand deplasarea se face pe pana.Rezistena la pant - rezistena la urcarea pantei este, de fapt, componenta paralel cu panta a greutii autovehiculului, ndreptat ctre baza pantei. Ea este aplicat, ca i fora de greutate, n centrul de greutate al autovehiculului.

Tabelul 3.10. Variatia rezistentei la panta

V [km/h]0305090110130150200

R p[daN]197,6197,6197,6197,6197,6197,6197,6197,6

In tabelul 3.11. sunt calculate valorile rezistentei aerului in cazul deplasarii in rampa, la sarcina maxima a automobilului.Rezistena aerului - Rezistena aerului exist i este produs de: frecarea aerului de suprafaa caroseriei i de modul n care frecarea aerului de suprafaa caroseriei modific curgerea aerului n partea din spate a caroseriei. La curgerea peste caroserie, datorit frecrilor din gaz, viteza aerului scade pe msura apropierii de caroserie, ajungnd la 0 n cazul moleculelor ce vin n contact cu aceasta.Tabelul 3.11. Valorile rezistentei aerului

V [km/h]0305090110130150200

Ra [daN]0411,236,454,375,9101179,6

In tabele 3.12. , 3.13. si 3.14. sunt date valorile puterilor pentru invingerile rezistenlor la rulare ,la aer si la pantala deplasarea in rampa de la 0 la 200 km/h.Prul=Rrul*200/360 [kW]; Pa=Ra*200/360 [kW] Pp=Rp*200/360 [kW]

Tabelul 3.12. Valorile puterii pentru rezistenta la rulare

V [km/h]0305090110130150200

Prul [kW]01,953,366,648,610,8313,3721,39

Tabelul 3.13. Valorile puterii pentru rezistenta la panta

V [km/h]0305090110130150200

Pp [kW]016,527,449,460,471,482,3109,8

Tabelul 3.14. Valorile puterii pentru rezistenta la aer

V [km/h]0305090110130150200

Pa [kW]00,341,569,0916,627,442,199,79

In tabelul 3.15. sunt reprezentate valorile sumelor rezistentelor la deplarea in rampa de la viteza 0 pana la cea impusa prin tema de proiect cu valoarea de 200 km/h

Tabelul 3.15. Valorile rezistentei totale

V [km/h]0305090110130150200

R [daN]220,25224,97232,97260,55280,04303,48330,69415,7

In tabelul 3.16. sunt calculate puterile necesare invingerii rezistentelor la rulare, panta si aer in cazul deplasarii in rampaTabelul 3.16. Valorile puterilor totaleV [km/h]0305090110130150200

P [kW]018,7932,3265,1385,6109,63137,77230,98

In figurile 3.5. si 3.6. sunt reprezentarile grafice ale variatiei rezistentelor si puterilor totale pentru deplasarea in rampa si cu o viteza a vantului egala cu 0 km/h pentru o viteza a autoturismului de la 0 la 200 km/h.

Fig 3.5. Graficul variatiei rezistentelor la deplasarea in rampa

Fig 3.6.Graficul variatiei puterilor la deplasarea in rampa Din grafice reiese c rezistena la rulare pentru viteze mici ale automobilului este mic dar pentru valori ncepnd de la 90 km/h rezistena la rulare devine semnificativ.Rezistena aerului la viteze mici este neimportant dar de la viteze de la 70km/h devine important putnd afecta performanele automobilului.Variaia puterii la rulare este la nceput liniar dar cu ct viteza crete devine important acesta variind parabolic. Pentru automobilul de proiectat puterea nvingerii rezistenei aerului devine important de la viteze n jur de 100km/h.Variaia sumei de rezistene i a sumei puterilor este parabolic, ceea ce nseamn c pentru valori mici ale vitezei de deplasare a automobilului variaia acestora este mic dar devin semnificative la viteze mari de deplasare.Viteza legal n localiti este de 60 km/h, se observ c rezistena la rulare nu se schimb semnificativ fa de viteze mai mici dect acesta, dar rezistena aerului e ceva mai mare dar nu prea important pentru a influena performanele automobilului, acest lucru se vede i din graficul variaiei puterii nvingerii rezistenei aerului. Viteza de rulare pe autostrad fiind de 120 km/h din grafice constatm c rezistenele cresc semnificativ. O cretere important avnd-o rezistena aerului, aceasta dublndu-se fa de cazul precedent. Se mai observ c i puterile necesare nvingerii rezistenelor cresc deoarece motorul e nevoit s dezvolte un cuplu mai mare i o turaie mai mare.

Capitolul 4. Predeterminarea caracteristicii la sarcin total a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tem

4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcin total a motorului din condiia de atingere a vitezei maxime la deplasareaautomobilului n palier

Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a automobilului , la deplasarea acestuia n treapta de vitez cea mai rapid (priz direct sau echivalentul ei), n palier. Pentru a avea o anumit acoperiredin punct de vedere al puterii, se poate admite c atingerea lui se obine pe o foarte mic pant, , rezultnd n acest fel o putere maxim ( ceva mai mare dect n cazul deplasrii n palier .

Bilanul de putere este:

(4.1)

Pentru , rezult c i deci .

Relaia (4.1) devine:

(4.2)

Se determin puterea motorului corespunztoare vitezei maxime din relaia (4.2),

(4.3)

kW, considernd .

Modelarea caracteristicii la sarcin total a motorului se face prin relaia analitic:

(4.4)sau sub o form simplificat, (4.5)

Dar pentru , motorul va avea turaia , iar relaia (4.5) devine:

(4.6)

Funcia definete caracteristica la sarcin total raportat i depinde de tipul i particularitile constructive ale motorului.t P= 121,7[kW]Puterea corespunzatoarea regimului de vitez maxim, , va fi egala cu 121,3 . Se va opta pentru un motor cu PVmax=122[kW].Observm c puterea aleas pentru motor se ncadreaz n intervalul 104-122[kW] unde se afla un numr de 5 modele similare de motoare, iar modele care au o putere apropiat de 122[kW] sunt: Skoda Yeti 1.8TSI (119[kW]) i Nissan X-Trail 2.5 (126[kW].

Modelarea caracteristicii la sarcin total se face prin relaiile analitice: (4.7) (4.8) (4.9)unde sau, sub o form simplificat: (4.10) Dar pentru V=Vmax, motorul va avea turaia nVmax, iar relaia (4.10) devine:(4.11) Funcia fp definete caracteristic la sarcin total raportat i depinde de tipul i particularitile constructive ale motorului. Tipul motorului este impus prin tem (MAS) i se adopt valorile pentru coeficienii de adaptabilitate (ca=Memax/Mp) i de elasticitatea (ce=nM/np).Pentru MAS ca=1,05 1,25 i ce=0,45 0,65. Aleg ca=1,15 i ce=0,55.Cunoscnd ca i ce se calculeaz apoi valorile coeficienilor de form ai caracteristicii motorului:

Se adopt o valoare pentru mrimea raportat: (4.12)innd cont de valorile recomandate pentru MAS =1,05 1,25. Aleg =1,15Se calculeaz puterea maxim necesar motorului teoretic din relaia (4.8) (4.13)n care:

Pentru stabilirea valorii turaiei de putere maxim, np se ine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, n special de cele ale cror putere maxim este foarte apropiat de cea calculat anterior.

Din histograma de turaie la putere maxim, care variaz ntre 4500 i 6600 rpm, cele mai multe modele se ncadreaz n intervalul 5751-6180 rpm, iar cele mai puine n 4921-5340rpm.Turaia de putere maxim se alege din histograme: np=6000 rot/min. Astfel toi parametrii necesari modelrii curbei de putere sunt cunoscui i relaiile (4.8) i (4.9) pot fi utilizate n gama de valori ale turaiei n [nmin, nmax];unde nmin=0,2np=0,26000=1200 rot min, iar nmax se adopt n funcie de tipul motorului (MAS) nmax=(1,1 1,2)np=1,16000=6600 rot/min.Pentru modelare curbei momentului motor se poate utiliza relaia de transformare:

n care P exprimat n kW i n n rot/min.Momentul maxim al motorului l aleg astfel nct s se ncadreze n intervalul cu cele mai multe valori din diagrama momentului maxim 228-258[Nm] i aproximativ egal cu cel al motorului asemntor de la Nissan X-Trail 2.5 (233[Nm]).Mmax=230[Nm] la turaia nmax=4400 [rot/min]

P

unde , , , sunt coeficieni de form adimensionali Avnd n vedere relaia dintre moment, putere i turaie: =>

Variatia puterii si momentului in funcie de turaie este reprezentat n tabelul 9.1:Tabel 4.1 Variatia puterii si momentului in functie de turatien [rot/min]P [kW]M [daNm]

110023,5020,41

130028,2320,75

150033,0421,05

170037,9321,32

190042,8721,56

210047,8421,77

230052,8221,95

250057,7922,09

270062,7322,20

290067,6222,28

310072,4422,33

330077,1722,34

350081,7922,33

370086,2822,28

390090,6122,20

410094,7822,09

430098,7621,94

4500102,5221,77

4700106,0521,56

4900109,3421,32

5100112,3521,05

5300115,0720,74

5500117,4720,41

5700119,5520,04

5900121,2819,64

6000122,0019,43

6200121,1618,67

6400119,0017,77

6600117,7017,04

In figurile 4.1.. si 4.2. sunt reprezentate variatiile puterilor si momentelor in functie de turatie, de la turatia minima de functionare pana la cea de putere maxima.

Fig. 4.1. Variatia puterii in functie de turatie

Fig. 4.2. Variatia momentului in functie de turatie

4.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala

Pentru alegerea motorului , ce va echipa automobilul impus prin tema se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala. Aceasta metoda presupune alegerea a cel putin 2 motoare cu putere maxima foarte apropiata de cea teoretica (calculata anterior) si suprapunerea curbelor de variatie P/Pmax, (n/np). In functie de pozitia relativa a curbelor obtinute se va alege motorul. Recomandarea prevede ca alegerea sa corespunda situatiei in care curba motorului sa fie situata deasupra curbei motorului teoretic, astfel incat motorul ales sa prezinte o rezerva de putere superioara.

Tabelul 4.2. Parametrii motoarelor modelelor similare Model similarCapacitate cilindricaMoment maxim [Nm]Turatia de moment maxim [rot/min]Putere maxima [kW]

Turatia de putere maxima [rot/min]

1248823344001266000

2252123045001226000

Se vor calcula coeficientii de adaptabilitate ca sielasticitate ce utilizand relatia momentului la puterea maxima (rel 4.14)Mp1=955.5*126/6000=20.06[daNm]Mp2=955.5*149/6000=23.72 [daNm]

Coeficientii de adaptabilitate si elasticitate au valorile :ca1=1.15, iar ce1=0.55ca2=1.12, iar ce2=0.52

Valorile coefientilor de forma ai caracteristicii motoarelor similare :1= 0,92 2= 0.9791=0.815 2=0.54 1=0.741 2=0.521=0.44 2=0.4381=1,96 2=2.1251=1,48 2=1.563

Tabel 4.3 n/nPP/Pmax

0,200,18

0,230,21

0,260,25

0,290,28

0,310,32

0,340,35

0,370,39

0,400,42

0,430,46

0,440,48

0,460,50

0,490,53

0,510,57

0,540,60

0,570,64

0,600,67

0,630,71

0,660,74

0,690,77

0,710,80

0,740,83

0,770,85

0,800,88

0,830,90

0,860,92

0,890,94

0,910,96

0,940,97

0,970,98

1,000,99

Pentru alegerea motorului ce va echipa autoutilitara impus prin tem se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcin total. Aceast metod presupune alegerea a cel puin doua motoare cu putere maxim apropiat de cea teoretic (calculat anterior) i suprapunerea curbelor de variaie pentru modelele similare i pentru cel teoretic.n funcie de poziia relativ a curbelor obinute se va alege motorul. Recomandarea prevede c alegerea s corespund situaiei n care curba motorului ales s fie situat deasupra curbei motorului teoretic, astfel nct motorul ales s prezinte o rezerv de putere superioar.Valorile calculate necesare trasrii caracteristicii la sarcin total pentru motorul teoretic se dau n tabelul 4.3 precum i graficul caracteristicii n figura 4.2.

n funcie de poziia ocupat de curbele caracteristicilor relative modelelor similare de motoare fa de motorul teoretic se va face alegerea motorului care posed o rezerv de putere mai mare.

Figura 4.3Variaia P/Pmax n funcie de n/nmax a modelului teoretic

Valorile caracteristicilor relative ale modelor de motoare similare i motorul teoretic sunt prezentate n tabelul 4.4.

Tabel 4.4 Model1Model2

n/nPP/PmaxP/Pmax

0,200,170,21

0,230,200,24

0,260,240,28

0,290,270,32

0,310,300,36

0,340,330,40

0,370,370,44

0,400,400,48

0,430,440,53

0,440,460,55

0,460,470,57

0,490,510,61

0,510,540,65

0,540,570,69

0,570,610,73

0,600,640,77

0,630,670,81

0,660,700,84

0,690,730,88

0,710,760,91

0,740,790,94

0,770,810,98

0,800,841,00

0,830,861,03

0,860,881,05

0,890,901,07

0,910,911,09

0,940,921,11

0,970,931,12

1,000,941,13

Figura 4.4 Variaia P/Pmax n funcie de n/nmax a modelelorsimilare M1 i M2

Conform caracteristicii, motorul ce va echipa automobilul de proiectat va fi motorul modelului similar M2 i va avea caracteristicile urmtoare:

kW

daNm

rpm

Capitolul 5. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale i al primei trepte a schimbtorului de viteze

5.1 Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Raportul de transmitere al transmisie principale se determina din conditia ca autovehiculul sa atinga viteza maxima aleasa de 200 in treapta cea mai rapida a S.V. Cunoscand puterea corespunzatoare vitezei maxime, se poate scrie relatia: V , iar pentru viteza maxima relatia este:(5.1)Unde iSN=1,0 (in cazul prizei directe)ISN=0,91...0,98 sau 1,03...1,05 (in cazul S.V. cu 2 arbori)

(5.2)

n care turaia de viteza maxim, nVmax, se calculeaz cu expresia

Valoarea predeterminat a raportului i0 trebuie s fie definitivat (i0ef), ca fiind un raport ntre dou numere naturale , corespunztoare numerelor de dini sau produselor de numere de dini ale roilor dinate n angrenare.Deci n care (i0)ef(i0)pred.Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dini , pornind de la valoarea predeterminat i de la schema cinematic a transmisiei principale

La cutiile de viteze cu doi arbori, momentul se transmite de la ambreiaj la arborele primar 1 si de aici, prin una din perechile de roti, la arborele secundar 14. Pinionul conic 15 al arborelui secundar (pinionul de atac) angreneaza direct cu coroanadintata a diferentialului. Cuplarile diferitelor viteze se fac cu ajutorul mecanismelor de cuplare 7 si 10, precum si cu roata mobila 11.

Schema cinematic a cutiei de viteze cu doi arbori. Fig 5.1. (http://trotusaeauto.blogspot.com)1- arbore primar; 2, 3, 4, 5, 6, 8, 9, 11, 12, 13- roti dinate; 7, 10- mecanisme de cuplare; 14- arbore secundar; 15- pinion conic Diferitele trepte de viteze se realizeaz astfel: viteza a I-a: roata 2 se cupleaz cu roata 11 viteza a II-a: roata 3 se cupleaz cu roata 9 viteza a III-a: roata 4 se cupleaz cu roata 8 viteza a IV-a: roata 5 se cupleaz cu roata 6 mersul napoi: se cupleaz rotile 2-11-12-13

Datorit faptului c (i0)pred7

zpmin15*)12*)9755

*) Se poate alege chiar 11.(i0)pred=4,76 Aleg zp1=9, zp2=10 i zp3=11Pentru zp1=9 zc1= (i0)predzp1=4,769=42,84=43 dini. (5.3)Pentru zp2=10 rezult zc2= (i0)predzp2=4,7610=47,6=48 dini (5.4)Pentru zp3=11 rezult zc3= (i0)predzp3=4,7611=52,36=52 dini.(5.5)Alegerea uneia dintre cele 3 variante de rapoarte de transmitere efective, i01,i02 sau i03, se face reprezentnd grafic variaia Pr (V) (puterea la roat) i Prez,0(V) (puterea rezistent la drum n palier).

Datele calculate pentru Pr(V) i Prez,0 (V) sunt centralizate n tabelul urmtor:

Tabel 5.2.Puterile la roi i puterea rezistenti01i02i03

nP1V(1)P2V(2)P3V(3)

110023,531,7723,531,6223,532,11

150033,0443,3233,0443,1233,0443,78

190042,8754,8742,8754,6242,8755,46

230052,8266,4252,8266,1252,8267,13

270062,7377,9862,7377,6162,7378,81

310072,4489,5372,4489,1172,4490,48

350081,79101,0881,79100,6181,79102,16

390090,61112,6390,61112,1190,61113,84

430098,76124,1898,76123,6198,76125,51

4700106,05135,74106,05135,11106,05137,19

5100112,35147,29112,35146,61112,35148,86

5500117,47158,84117,47158,10117,47160,54

5900121,28170,39121,28169,60121,28172,21

6000122173,28122172,48122175,13

6400119184,83119183,98119186,81

6600116,7190,61116,7189,73116,7192,64

7000110,23202,16110,23201,22110,23204,32

Raportul transmisiei principale i0 se determin grafic astfel nct puterea la roat i puterea rezistent s fie ct mai aproape de viteza maxim. Cu ajutorul graficului urmtor determinm i0.

Fig 10.2 Variaia puterilor la roata n funcie de vitez.

Din grafic rezult i0ef=i03=4,72. Am ales i0=i03 deoarece am inut cont c viteza maxim s fie cat mai mare.

5.2. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte al schimbtorului de viteze (is1)Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din urmtoarele condiii: nvingerea pantei maxime, impus prin tem; deplasare n palier, pe drum modernizat, cu o vitez minim stabilit; solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

Determinarea lui is1 din condiia de pant maxim impus n temLa determinarea acestui raport se pune condiia ca urcarea pantei maxime s se fac cu vitez constant, redus.Din bilanul de traciune se obine relaia: (5.6)

n care rezistena specific maxim a drumului se calculeaz cu relaia:

Determinarea lui is1 din condiia de viteza minim stabilit:

(5.7)

n care Vmin=6 ... 10 km/h. Aleg Vmin=10 km/h. i nmin=0,2np=0,26000=1200 rot/min.Determinarea lui is1 dup criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe locSolicitarea ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Lund n considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, n cazul deplasrii pe un drum n palier, de efectul valorii turaiei iniiale a motorului, n0, i de mrimea puterii specifice, Psp, se obine urmtoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:

(5.8)n care n0=1500+nM/3=1500+3300/3=2600 rot/min; ka=1,23 pentru MAS; =Lsp/Msp cu valorile recomandate =860 ... 1025. Aleg =900. Psp=Pmax/ma=122/14200=0,0859 kW/kg=85,9 W/kg

Se alege is1 cel mai mare, n acest caz is1=3,51 deoarece fiind SUV, automobilul va avea nevoie de un surplus de putere n prima treapt pentru c motorul la turaii mici s nu fie solicitat prea mult atunci cnd este nevoit s mearg pe teren accidentat sau n alte condiii dificile.

Partea a II-a.

Calculul ambreiajului.

1. Studiul tehnic al soluiilor constructive posibile pentru ambreiaj i alegerea variantei ce se va proiecta.1.1Analiza particularitilor constructive i funcionale ale ambreiajelor mecanice.2. Calculul de dimensionare i verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.3. Calculul i proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare i ghidare).3.1 Calculul arcului central de tip diafragm3.2 Calculul discului de presiune3.3 Calculul discului condus3.4 Calculul arborelui ambreiajului3.5 Calculul elementelor de fixare i ghidare4. Calculul i proiectarea sistemului de acionare al ambreiajului.

Pentru a transmite fluxul de putere i cuplul de la motor la transmisie i implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care s ntrerup acest flux energetic.Acest rol este ndeplinit de ambreiaj.Ambreiajul servete cuplarea temporar i la cuplarea progresiv a motorului cu transmisia. Decuplarea motorului de transmisie e necesar n urmtoarele cazuri: Pornirea din loc a automobilului; n timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbtorului de vitez; La frnarea automobilului; La oprirea automobilului cu motorul pornit;Cuplarea progresiv a motorului cu transmisia este necesar n cazurile urmtoare: La pornirea din loc a automobilului; Dup schimbarea treptelor de vitez;Pentru funcionare, ambreiajul trebuie s ndeplineasc urmtoarele condiii: S permit decuplarea rapid i complet a motorului de transmisie, pentru o schimbare a treptelor fr ocuri; Decuplarea s se fac cu eforturi reduse din partea conductorului fr o curs mare la pedal; S asigure o cuplare progresiv a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii brute a automobilului; S asigure n stare cuplat o mbinare perfect ntre motor i transmisie;Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, n funcie de principiul de funcionare.Acestea sunt: Ambreiaje mecanice (cu friciune); Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje); Ambreiaje electromagnetice; Ambreiaje combinate;Cele mai rspndite ambreiaje pe automobile sunt cele mecanice (cu friciune).la care legtura dintre partea condus i cea conductoare se realizaez prin fora de frecare.

Prile constructive ale ambreiajului sunt:

1. Partea conductoare partea montat pe volantul motorului. Cuprinde: a) Carcasa interioar a ambreiajului;b) Placa de presiune;c) Arcul de presiune.2. Partea condus partea care este n legtur direct cu arborele primar al schimbtorului de vitez. Cuprinde:a) Discul condus al ambreiajului;b) Arborele ambreiajului.3. Sistemul de acionare sau comand care cuprinde:I. Sistemul interior de acionare format din:a) Prghii de debreiere;b) Inelul de debreiere;c) Rulmentul de debreiere;d) Furca ambreiajului.II. Sistemul exterior de acionare care poate fi de tip:a) Neautomat cu acionare mecanic sau hidraulic;b) Neautomat cu servamecanism de tip hidraulic, pneumatic, electric;c) Automate.Cele mai folosite i rspndite tipuri de ambreiaje pentru automobile sunt ambreiajele mecanice cu arcuri periferice, cu arc diafragm i ambreiaje cu arc central. Pentru a se decide ce tip de ambreiaj va echipa automobilul, se vor analiza modele de automobil similare din punct de vedere al tipului de ambreiaj cu care au fost echipate.Pe lng analiza modelelor similare de automobil, se va face i o analiz a doua ambreiaje din punt de vedere al construciei i a funcionrii. Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influenat de momentul motor transmis, tipul acionrii (mecanic, hidraulic), tipul frecrii (uscat,umed), etc.

6.1 Analiza particularitilor constructive i funcionale ale ambreiajelor mecanice

A. Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice.

Este foarte rspndit acest tip de ambreiaj att la camoiane ct i la autoturisme, datorit greutii reduse ct i simplitii constructive. Reprezentat n fig. 1.

Fig. 2. Seciune transversal prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice. (http://www.freepatentsonline.com)1-volant; 2-disc ambreiaj; 3-plac de presiune; 4,5- ax; 6-prghie de debreiere; 7-manon; 8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10-garnitur termoizolant; 11-carcas; 12-orificii practicate n volant.

Utilizarea acestui ambreiaj este recomandat n cazul n care momentul transmis nu depete 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este c folosete dou rnduri de arcuri de presiune, asfel se obine o for de apsare mai mare cu arcuri mai puin rigide.

B. Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central de tip diafragm.

Acest tip de ambreiaj este foarte rspndit astzi n rndul automobilelor, datorit urmtoarelelor particulariti: acionarea ambreiajului este mai uoar deoarece fora necesar decuplrii este mai mic la acest tip de arc, arcul prezint o caracteristic neliniar; fora cu care arcul diafragm acioneaz asupra plcii de presiune este aproximativ constant;Ambreiajul cu arc central de tip diafragm este prezentat n fig. 2.

Fig.2. Seciune transversal prin ambreiajul monodisc cu arc central (http://www.freepatentsonline.com)1-flan arbore cotit; 2-buc de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcas ambreiaj; 6-coroan dinat volant; 7-garnituri disc ambreiaj; 8 - plac disc ambreiaj;9-arcuri elicoidale; 10-diafragm; 11-rulment presiune; 12-urub fixare;13 uruburi; 14- etanare; 15 -furc; 16-nit diafragm.

Fig 3. Discul de ambreiaj ( aceasta imagine este luata din laboratorul de transmisii)

Datorit avantajelor pe care le prezint arcul diafragm, n ultimul timp a ajuns s fie utilizat foarte mult pe autoturisme.

n tabelul 1.1 sunt prezentate automobilele similare i tipul de ambreiaj cu care sunt echipate.

Tabel 1.1Nr. crtDenumire automobilTip ambreiaj

1Skoda Yeti monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm, fara azbest

2Toyota Rav 4 monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

3Honda CV-R monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

4Nissan Qashqai monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

5Mazda CX-7 monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

Din tabelul prezentat, se observ c toate automobilele similare sunt echipate cu acelai tip de ambreiaj. Deoarece automobilele sunt echipate cu acelai tip de ambreiaj i considerndu-se i caracteristicile funcionale i constructive ale celor dou tipuri de ambreiaje prezentate anterior automobilul de proiectat va fi echipat cu un ambreiaj monodisc uscat, cu arc diafragm.

6.2 Determinarea momentului necesar al ambreiajului.

n starea cuplat, discul condus este legat cinematic de restul transmisie prin intermediul arborelui ambreiajului, amplasat ntre volant i placa de presiune, plac de presiune fiind apsat de ctre arcul diafragm. Ambreiajul transmite momentul motor la schimbtorul de viteze, moment care depinde:

Coeficientul de frecare dintre suprafeele de contact; Presiunea de contact; Numrul suprafeelor de contact; Diametrul discului condus;

n timpul funcionrii suprafeele de frecare sunt supuse uzurii, pentru c ambreiajul s transmit momentul i n cazul uzurii suprafeelor de frecare la dimensionarea discului ambreiaj se adopt un moment mai mare dect momentul maxim al motorului, numit moment de calcul al ambreiajului:Pentru transmiterea de ctre ambreiaj a momentului motor maxim fr patinare, pe toat durata de funcionare este necesar c momentul de frecare Ma al ambreiajului s fie mai mare dect momentul maxim al motorului. n acest scop se introduce n calcul un coeficient de siguran . La alegerea coeficientului de siguran, , se ine cont de tipul autovehiculului i de particularitile constructive ale ambreiajului. Dac valoarea sa este mare atunci ambreiajul prezint urmtaoarele avantaje: nu apare pericolul patinrii n cazul uzurii garniturilor de frecare, se micoreaz lucrul mecanic de patinare iar prin aceasta se mrete durata de funcionare a ambreiajului. ns pe de alt parte se mrete fora la pedala mecanismului de acionare, necesar decuplrii ambreiajului, iar manevrarea lui devine greoaie, cresc suprasarcinile n transmisia autovehiculului ntruct ambreiajul nu patineaz la apariia unor solicitri mari. Dac valoarea sa este prea mic, se mrete tendina de patinare a ambreiajului, respectiv a lucrului mecanic de patinare crescnd uzura garniturilor de frecare.

(1.1)

unde valoarea coeficientului se alege n funcie de tipul i destinaia automobilului.

Pentru automobilul de proiectat coeficientul este cuprins ntre 2.02.5. Se alege =2.2.Momentul de calcul al ambreiajului este:

6.2.1 Presiunea specifica si cresterea temperaturii pieselor ambreiajului.

La proiectarea ambreiajelor p0 variaz ntre 0,15 i 0,25 MPa. Aleg po=0,25 MPa.

po este presiunea specific de contact pe garniturile de frecare; N este fora de apsare a discului condus; R este raza exterioar a garniturii de frecare; r este raza interioar a garniturii de frecare.

.6.2.2 Dimensionarea garniturilor de frecare.

Raza garniturii de frecare a ambreiajului este dat de formula :

(1.2)unde: presiunea de contact p0=0.25 Mpa; coeficientul de frecare =0.3; numrul suprafeelor de frecarei=2; raza exterioar a garniturii de frecare . s-a ales c=0.75. (1.3)

Diametrul interior i grosimea garniturii se alege din STAS 7793-83, acesta depinde de diametrul exterior asa cum se vede n tabelul urmtor:Tabel 1.1 Dimensiunile garniturilor de frecare conform STAS 7793-83De [mm]150160180200225250280300305310325350

Di [mm]100110125130150155165175185195

g [mm]2,5 ... 3,53,53,5; 4,0

De diametrul exterior al garniturii de frecare;Di diametrul interior al garniturii de frecare;g grosimea garniturii de frecare;Conform tabelului de mai sus De=280 mm, Di=165 mm i g=3,5 mm.

Se calculeaz raza medie: (1.4)

Fora de apsare, pe discul condus , este:

(1.5)

Atunci presiunea p0 este: (1.6)

Aria suprafeelor de frecare este: (1.7)

Ambreiajul se consider corect dimensionat dac momentul de calcul (2.1) este egal cu momentul definit de relaia: (1.8)

Lucrul mecanic de frecare este dat de relaia: (1.9)unde: n - turaia motorului la pornire se consider 500..600 rot/min; k coeficient de cretere al momentului n timpul cuplrii se consider 30..50 daNm/s; coeficientul de rezisen a drumului se consider 0.1;Pentru ambreiajul de calculat se consider: n=600 rot/min; k=40 daNm/s;

Deci lucrul mecanic de frecare este:

Lucrul mecanic specific este: (1.10)

Ambreiajul se verific la nclzire. Verificarea la nclzire a pieselor ambreiajului se face calculnd creterea de temperatur cu relaia:

(1.11) unde: -coeficient care exprim partea din lucrul mecanic care se consum pentru nclzirea piesei; c-cldura specific a piesei ce se verific; m-greutatea piesei care se verific;Pentru ambreiajul monodisc coeficientul =0.5, c=500 J/kg0C

Rezult:

Pentru automobile

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

6.3.1 Calculul arcului central de tip diafragm

Fig 4. Arcul diafragm (http://www.freepatentsonline.com)

Arcul folosit la ambreiajul proiectat este un arc diafragm.Acest arc poate avea dou forme constructive care pot fi folosite: arc diafragm fr tieturi dup generatoare i arc diafragm cu tieturi dup generatoare.Arcul fr tieturi dup generatoare sau arcul continuu este un arc foarte rigid, de aceea pentru mrirea elasticitii se folosete arcul diafragm cu tieturi dup generatoare.Caracteristica arcului diafragm, pentru raportul , are poriuni de rigiditate negativ (la creterea sgeii la comprimare fora scade). Astfel arcurile diafragm sunt cele mai rspndite pe automobile.

Arcul diafragm are urmtoarele dimensiuni: nlimea total a arcului H; nlimea arcului h; grosimea arcului S; diametrul de aezare d2; diametrul exterior al arcului d1; diametrul interior d3.

Solicitrile maxime obinute n arc sunt urmtoarele: n arc momentul radial M1 dat de forele F , Q i fora tietoare T1 :

(2.12)

n prghiii momentul ncovoietor M2 i fora tietoare T2 : (2.13)

Constructiv se adopt urmtoarele dimensiuni: diametrul exterior al arcului d1=256 mm; diametrul interior d3=35 mm; numrul de prghii z=18; diametrul de aezare d2=135 mm; grosimea arcului s=2 mm;

Rezult: momentul radial fora de debreiere Fora F determin n seciunile arcului eforturi unitare axiale t . Deoarece celelalte eforturi ce apar n arc sunt neglijabile n raport cu efortul t , atunci calculul de rezisten se face numai pentru acest effort unitar, folosind relaia: (2.14)unde: E modulul de elasticitate al materialului; - coeficientul lui Poisson; f deformaia arcului n dreptul diametrului d2; s grosimea discului; k1, k2, k3 coeficieni de form ce au relaiile;

(2.15)

(2.16)

(2.17)

Pe baza relaiilor rezult efortul unitar maxim:

unde s-au considerat: h=5 mm; s= 2 mm; f=h=5 mm

Pentru calculul deformaiilor n timpul debreierii se folosesc urmtoarele relaii:q=q1+q2unde:

unde s-au considerat: coeficient de form al lamelei =1.315; numrul de prghii z; momentul de inerie al seciunii lamelei Atunci deformaia n timpul debreierii este: q=q1+q2=12.5+33.65=46.15 mm

Deformaia arcului ncrcat cu sarcin uniform distribuit pe circumferinele de diametre d1 i d2 se face dup relaia:

(2.18)

Aceasta reprezint caracteristica elastic a arcului n timpul cuplrii. Pentru trasarea acestei caracteristici deformaia arcului se va varia de la 0 pn la 1.7h. Datele se vor centraliza n tabelul II.1, i se va trasa caracteristica elastic a arcului.

Tabel 2.1

fF

00

0,5198,6585

1344,4719

1,5443,3118

2501,05

2,5523,5581

3516,7078

3,5486,3708

4438,4187

4,5378,7233

5313,1562

5,5247,5891

6187,8937

6,5139,9417

7109,6047

7,5102,7544

8125,2625

8,5183,0007

9281,8406

6.3.2 Calculul discului de presiune

Funcional discul de presiune reprezint dispozitivul de aplicare a forelor de presiune ale arcurilor de presiune pe suprafaa de frecare. Este o component a prii conductoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri i mas metalic pentru preluarea cldurii rezultate n procesul patinrii ambreiajului.Predimensionarea discului de presiune se face din condiia prelurii cldurii revenite n timpul patinrii ambreiajului.Considernd discul de presiune un corp cilindric cu urmtroarele dimensiuni: Raza exterioar red=Re+(3..5) mm Raza interioar rid=Ri-(3..5) mm nlimea discului hd

Pe baza acestor relaii rezult:

Raza exterioar

red=Re+(3..5)=140+5=145 mm

Raza interioar

rid=Ri-(3..5)=82.5-2.5=80 mm

nlimea discului (2.19 )unde: - masa specific a discului de presiune; - cldura specific a piesei ce se verific; c=500 J/kg0C - creterea de temperatur; - lucrul mecanic pierdut prin frecare; red raza exterioar a discului; rid raza interioar a discului; -coeficient care exprim partea din lucrul mecanic care se consum pentru nclzirea piesei;

6.3.3 Calculul arborelui ambreiajului

2.3.1 Dimensionare arborelui ambreiajului se face din condiia de rezisten la torsiune determinat de momentul motor.

Diametrul de predimensionare al arborelui este dat de relaia: (2.20)

unde:- diametrul de fund al canelurilor; - efortul unitar admisibil la solicitarea de torsiune i este cuprins ntre .

Rezult diametrul Se adopt .

6.3.4 Calculul butucului ambreiajuluiCalculul mbinrii dintre arbore i butuc se face pentru strivire pe flancurile canelurilor i pentru forfecare. verificarea la strivire:

Unde: k este un coeficient de repartizare a sarcinii pe caneluri: k=1/0,75 pentru caneluri cu profil evolventic; Dm=31.5 mm diametrul mediu al dispunerii canelurilor; h=3 mm nlimea portant a canelurii; z=20 numrul canelurilor; l=1,4De=1,430=42 mm. (vezi STAS 6858-85)

6.3.5 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar Arcurile elementului elastic suplimentare se consider a fi solicitate de momentul maxim permis de aderen, redus la arborele ambreiajului:

(2.21)unde: Gad este greutatea aderent a automobilului; este coeficientul de aderen a drumului; is1 este raportul de transmitere al primei trepte; i0 este raportul de transmitere al transmisie principale; t=0,92 randamentul transmisiei.

Dac Rm=100 mm este raza medie de dispunere a arcurilor i dac se considertoate arcurile z=6 particip n mod egal la preluarea momentului de calcul, fora de calcul este:

(2.22)

Din condiia ca amplitudinea unghiular pe care trebuie s o admit elementul elastic s se situeze n intervalul =(7 ... 10) se obine pentru sgeata arcului valoarea maxim:

(2.23)Calculul arcurilor se face cu urmtoarele recomandri, indicele arcurilor c=4..5, diametrul srmei de arc d=2,5 ... 4 mm i numrul total de spire ns im=15L3=150mmL4=40mm

Deplasarea total a manonului de decuplare Sm este format din curs liber S i cea de lucru (activ) necesar deplasrii discului de presiune exterior cu distana h, adic:, unde h=Si, cu S distana dintre dou supraf