FACULTATEA DE TRANSPORTURI UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTIDEPARTAMENTUL AUTOVEHICULE RUTIERE

Proiect la Automobile II

Îndrumător proiect Student:Rădăcină ClaudiuŞ.L. dr. Ing.Laurenţiu Popa Grupa : 8403b

2015-2016

1

TEMĂ DE PROIECT LA AUTOMOBILE II

Să se proiecteze schimbătorul de viteze,puntea cu suspensie faţă şi mecanismul de frânare de la puntea respectivă pentru autovehiculul cu următoarele caracteristici şi performanţe:-Tipul automobilului:Autocar-număr locuri:50-viteza maximă in palier: 120km/h-panta maxima: 18%-tip motor:MAC-sistem de tracţiune 4x2

Se confirmă tema de proiect Ş.L. dr. Ing.Laurenţiu Popa

2

Memoriul tehnic justificativ va cuprinde:

Capitolul 1 .Calculul de tracţiune şi determinarea performanţelor dinamice1.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al

transmisiei principale1.2 Predeterminarea şi verificarea raportului de transmitere din prima

treaptă a schimbătorului de viteze1.3 Etajarea schimbătorului de viteze din condiţia de progresie

geometrică şi trasarea diagramei ferăstrău teoretică1.4 Trasarea caracteristicii de tracţiune dinamică

Capitolul 2. Proiectarea schimbătorului de viteze2.1 Studiul soluţiilor constructive posibile pentru schimbătorul de viteze

şi alegerea justificată a soluţiei propusă pentru proiectare2.2 Stabilirea schemei de organizare a schimbătorului de

viteze,determinarea numărului de dinţi pentru roţile dinţate inclusiv pentru treapta de mers înapoi şi trasarea diagramei ferăstrău reala

2.3 Calculul şi proiectarea mecanismului reductor (2 perechi de roţi dinţate,arbori şi lagăre)

Capitolul 3. Proiectarea punţii faţă şi a arcului suspensiei faţă3.1 Studiul soluţiilor constructive posibile şi alegerea jusificată a soluţiei

propuse3.2 Calculul şi proiectarea punţii (dacă este şi punte motoare,mecanismele

de putere nu intră în calcul)3.3 Calculul şi proiectarea arcului suspensiei

Capitolul 4. Proiectarea frânei pentru punte4.1 Analiza principalelor soluţii constructive,adoptarea soluţiei şi

justificarea alegerii4.2 Predimensionarea elementelor principale ale frânei4.3 Verificarea mecanismului frânei4.4 Definitivarea elementelor dimensionale ale sistemului de frânare

MATERIALUL GRAFIC VA CUPRINDE:

3

1-Desen de ansamblu al schimbătorului de viteze (secţiune longitudinală şi secţiune transversală care sa definească mecanismul de cuplare al unei trepte inclusiv al treptei de mers înapoi)2-Desenul de ansamblu al punţii proiectate3-Desenul de ansamblu al mecanismului de frânare

4

Capitolul 1Calculul de tracţiune si determinarea perfomanţelor

dinamice

1.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmitere al transmisiei principale(io) se face din conditia ca automobilul impus in tema sa atinga viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a schimbatorului de viteze,care este treapta de priza directa(la schimbatoarele de viteza cu trei arbori) sau treapta similara acesteia,cu raport de transmitere apropiat de unitate(la schimbatoarele de viteze cu doi arbori).

Se stie ca,

V = 0.377 rr ∙ni0 ∙ isk

[km/h] (1.1) iar, pentru viteza maxima,relatia devine:

V max= 0.377 rr ∙ nVmax

i0 ∙isN [km/h] (1.2)

Tinandu-se cont ca modelele similare sunt echipate cu schimbator de viteze cu 3 arbori, se va adopta si pentru autocamion un schimbator de viteze asemanator, astfel incat raportul treaptei de priza directa este egal cu unitatea(isN=1).

Din relatia (5.2),rezulta:

(i0)pred = 0.377 rr ∙nVmax

V max ∙i sN (1.3)

5

in care raza de rulare, rr, calculata la Cap 2 si situatia de viteza maxima, nV max, se calculeaza cu expresia:

nV max= ζ ∙ np (1.4)

Dupa efectuarea calculelor va rezulta:

nV max= 0.997 ∙2050 = 2043 rot/min

Valoarea predeterminata a raportului transmisiei principale este:

(i0)pred = 0.377 0.4854 ∙2050120 ∙1

= 3.12

(i0)pred=zczp

(1.5)

Aleg zp= 13 dinţi zc=zp*i0 =13*3.12=40,56

Aproximez zc la valori întregi: zc1=40 dinti; zc2=41 dinţi apoi şi zc3=42 recalculăm i0:

i01=zc1

zp i03=

zc3

zp

i01=4013

=3.07 i03=4213

=3.23

i02=zc2

zp

i02=4113

=3.15

6

Tabelul 1.1 Turaţiile şi puterile ce corespund acestoran [rpm] 410 615 825 1035 1087 1245 1455 1665 1875 2050

P [kW] 52.20072 82.37268 114.0641 144.9912 152.3497 173.5846 198.2744 217.4912 229.6652 235.056

M[ Nm] 121.6531 127.979 132.1069 133.8542 133.9192 133.2209 130.207 124.8125 117.0374 108.7396

200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 22000

50

100

150

200

250

PM

Figura 1.1 Caracteristica de putere şi moment

Pentru a definitiva raportul principal de transmitere se va folosi un grafic ce va arăta evoluția puterii în funcție de valorile alese

7

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00 120.00 140.000.00

50.00

100.00

150.00

200.00

250.00

ƩPi01i02i03Pmax

Figura 1.2 Caracteristica raportului de transmitere al transmisie principale

Conform figurii 1.2 se observa că:- pentru raportul de transmitere i01 se atinge viteza maxima de 122 km/h, pentru raportul de

transmitere i02 viteza maximă atinsă este de 119km/h, iar pentru raportul i03=116 km/h.- raportul de transmitere i03 ne oferă o rezervă de putere mai mare la demaraj faţă de

raportul de transmitere i01 care nu permite atingerea puterii maxime.

Ca urmare aleg raportul de transmitere i02=3.15 deoarece este un compromis relativ bun între puterea de rezervă la demaraj şi viteza maximă.

1.2 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze din

conditia de panta maxima

La determinarea acestui raport se pune contidia ca urcarea pantei maxime,pmax, sa se faca cu viteza constanta, redusa . Din bilantul de tractiune se obtine relatia :

is1 = Ψmax ∙Ga ∙ rdMmax ∙ i0 ∙ ηt

(1.6)

8

In care rezistenta specifica maxima a drumului se calculeaza cu relatia :

Ψmax=f (0) cos αpmax + sin αpmax (1.7) unde αpmax = 18° , impus prin tema ;f 0(0) = 0.016 Dupa efectuarea calculelor va rezulta:

Ψmax=0.016 ∙ cos 18 + sin 18 = 0.294

is1 = 0.294 ∙13400∙10 ∙0.48541333 ∙3.43 ∙0.9

=4.64În continuare se va efectua verificarea la limita de aderenţă cu ajutorul formulei:

isφ=(φ+ f )∗G∗rrMmmax∗i0∗ηt

(1.8)

unde :

- f reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare- G reprezintă încărcarea pe puntea verificată- φ reprezintă coeficientul de aderenţă- i0 reprezintă raportul de transmitere al transmisiei principale- Mm max reprezintă momentul motor maxim- ηt reprezintă randamentul total al transmisiei- r r reprezintă raza de rulare

isφ=( 0,80+0,01611)∗8678∗cos18∗0,4854

133∗3,46∗0,98=7.24

Rezultatul se compară cu raportul de transmitere la limita de aderenţă isφ

9

isφ=7.62

Se observă astfel faptul că is1<isφ ,rezultând faptul că raportul de transmitere se verifică,

nepierzându-se aderenţa la plecarea de pe loc.

1.3 Etajarea în progresie geometrică a treptelor şi trasarea diagramei ferăstrău

Din lucrarea [1] se extrag turaţia de moment maxim nm şi turaţia de putere maximă nP.

nm= 1087rpm

nP= 2050 rpm

Pentru calculul numărului de trepte în progresie geometrică se aplică formula:

N=1+

ln( is1

iN )ln( nP

nm ) (1.9)

În cazul acestui tip de etajare intervalele de variaţie a turaţiei de la o treaptă la alta sunt egale.

N=1+ln( 4.64

1 )ln( 2050

1087 )=3,41

Prin urmare rezultă un număr minim de 4 trepte .

În continuare se vor calcula rapoartele de transmitere pentru treptele intermediare utilizând formula:

isj=N−1√i sNj−1∗is1

N− j (1.10)

Pentru treapta 2:

10

is2=4−1√ is4

2−1∗is14−2=2.78

Pentru treapta 3:

is3=4−1√is4

3−1∗is14−3=1.66

Pentru determinarea trepte de supraviteză se va utiliza relaţia :

V max= π∗n∗rr30∗i5∗i0

(1.11)

Din relaţia 1.11 rezultă :

isN=π∗n∗rr30∗i0∗v

(1.12)

În cazul treptei de supraviteză se urmăreşte obţinerea unui consum de combustibil cât mai mic. Statistic, s-a stabilit că turaţia de funcţionare economică a motorului se situează la mijlocul intervalului (nm ; nP). Prin urmare ,

nec=nm+nP

2 (1.13)

nec=1087+2050

2=1569 rpm

Înlocuind în relaţia 1.12 rezultă:

i5=π∗1569∗0.485430∗3,15∗33,05

=0,76

În urma determinării rapoartelor de transmitere ale tuturor treptelor se construieste diagrama fierastrău.

11

0 500 1000 1500 2000 25000

20

40

60

80

100

120

140

12Tr1Tr2Tr3Tr4Tr5

Figura 1.2 Diagrama fierastrău

Conform modelelor similare prezentate in lucrarea [1] autocarul de proiectat poate fi dotat cu o transmisie cu 5 sau chiar 6 trepte.

În continuare se studiază acoperirea pe hiperbola de tracţiune.

Tabelul 1.2 Forţa de tracţiune în funcţie de vitezăTr I F [N] 3678 3870 3994 4047 4049 4028 3937 3774 3539 3288

V [km/] 5.1 7.6 10.3 13 13.6 15.58 18.2 20.8 23.4 25.6Tr II F [N] 2204 2318 2393 2425 2426 2413 2359 2261 2120 1970

V [km/] 8.5 12.8 17.2 21.6 22.7 26 30.4 34.7 39 42.8Tr III F [N] 1316 1384 1429 1448 1448 1441 1408 1350 1266 1176

V [km/] 14.3 21.5 28.8 36.2 38 43.5 51 58 65.6 71.7Tr IV F [N] 792 834 860 872 872 868 848 813 762 708

V [km/] 23.8 35.7 47.9 60 63 72 84 96 109 119Tr V F [N] 602 633 654 662 663 659 644 618 579 538

V [km/] 31.34 47 63 79 83 95 111 127

12

0 20 40 60 80 100 120 1400

100

200

300

400

500

600

700

800

Tr1Tr2Tr3Tr4Tr5 ΣR

Figura 1.2 Hiperbola de tracţiune

În urma graficului se observă ca forţa de tracţiune variază cu viteza şi că valoarea maximă este atinsă in prima treaptă de viteză şi aceasta scade odata cu schimbarea în treptele superioare.

1.4 Trasarea caracteristicii de tracțiune dinamică

1.4.1 Determinarea performanţelor dinamice folosind caracteristica de tracţiune

Pentru a putea reliefa performanţele dinamice ale autovehiculului trebuie întâi , să se calculeze rezistenţele la înaintare pe care acesta lea-ar întâmpina , şi anume rezistenţa la rulare, rezistenţa aerului şi rezistenţa la pantă (pentru panta maximă a unui drum modernizat şi pentru pantă nulă) precum şi puterile necesare învingerii acestor rezistenţe.

Conform relaţiei bilanţului de tracţiune vom putea efectua calculul la tractiune:

13

F t=Rrul+Ra+Rp+Rd

Pr=Prul+Pa+Pp+Pd

(1.15)

unde:

Ft - forţă de tracţiune necesară pentru învingerea rezistenţelor la înaintare;Rrul – rezistenţa la rulare;Ra – rezistenţa aerului;Rp – rezistenţa la pantă;Pr – puterea la roată;Prul – puterea necesară învingerii rezistenţei la rulare;Pa – puterea necesară învingerii rezistenţei aerului;Pp – puterea necesară învingerii rezistenţei la pantă. Pentru determinarea rezistenţelor la înaintare, şi a puterilor corespunzătoare, va trebui mai exact să se determine Rrul rezistenţa la rulare, Rp rezistenţa la pantă şi Ra rezistenţa aerului

Rezistenţele la înaintare se vor calcula în urmatoarele situaţii de deplasare a autovehiculului:- deplasare în palier (α p=0) fără vânt ;

- deplasare în panta maximă a drumului modernizat (pmax=8 %) fără vânt.

Pentru calculul rezistenţelor la înaintare se folosesc următoarele formule:

- Rezistenţa la rulare: Rrul=f (V )∙Ga ∙cos (α p) [daN] (1.16)

- Rezistenţa la pantă: Rp=Ga ∙ sin(α p) [daN] (1.17)

- Rezistenţa aerului:

Ra=k ∙ A ∙V x

2

13[daN]

(1.18)în care k este coeficientul aerodinamic (k=0.0615∙ cx)

V x este viteza relativă a aerului faţă de automobil V x=V +V V (V V=0) (1.19)V veste viteza vântului (V v=0).

- Puterea corespunzatoare rezistenţei[1]

14

P= R ∙V360

[kW] (1.20)

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00 120.00 140.000.00

100.00

200.00

300.00

400.00

500.00

600.00

700.00

800.00

RrulRaƩR

Figura 1.3 Variatia rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii automobilului in palier [1].

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00 120.00 140.000.00

50.00

100.00

150.00

200.00

250.00

PrulPpƩP

Figura 1.4 Variatia puterilor corespunzatoare rezistentelor in cazul deplasarii automobilului in palier [1].

1.4.2 Trasarea factorului dinamic

Caracteristica dinamică se reprezintă grafic și exprimă dependența factorului dinamic de viteza autovehiculului pentru toate treptele schimbătorului de viteză câand motorul funcționeaza la sarcină totală. Factorii care influențează caracteristica dinamica sunt forța de tracțiune, greutatea sa si rezistența aerului.

15

D=F t−Ra

Ga (1.21)

16

Tabel 1.3 Valorile factorului dinamic în funcție de treapta de viteză

Treapta 1

v 5.13 7.69 10.32 12.95 13.60 15.58 18.21 20.84 23.47 25.66Ra 0.74 1.66 2.99 4.71 5.20 6.82 9.32 12.21 15.48 18.51Ft 3678.782 3870.076 3994.904 4047.742 4049.706 4028.591 3937.451 3774.321 3539.203 3288.279

D 0,27448 0,28869 0,2979 0,30172 0,30183 0,30013 0,29314 0,28075 0,26296 0,24401

Treapta 2

v 8.57 12.85 17.24 21.63 22.72 26.02 30.41 34.79 39.18 42.84Ra 2.06 4.64 8.35 13.15 14.50 19.02 25.98 34.03 43.15 51.58Ft 2204.098 2318.71 2393.498 2425.156 2426.332 2413.682 2359.076 2261.339 2120.471 1970.132D 0.016433 0.017269 0.0178 0.018 0.017999 0.017871 0.017411 0.016622 0.015502 0.014318

Treapta 3

v 14.35 21.52 28.87 36.22 38.04 43.57 50.92 58.27 65.62 71.74Ra 5.79 13.02 23.43 36.88 40.67 53.36 72.88 95.43 121.02 144.66Ft 1316.116 1384.553 1429.211 1448.115 1448.817 1441.263 1408.657 1350.296 1266.18 1176.41D 0.009779 0.010235 0.010491 0.010532 0.010509 0.010358 0.009969 0.009365 0.008546 0.0077

Treapta 4

v 23.82 35.73 47.93 60.13 63.15 72.33 84.53 96.73 108.93 119.09Ra 15.95 35.88 64.56 101.61 112.08 147.03 200.82 262.97 333.48 398.64Ft 792.841 834.0682 860.9707 872.3582 872.7815 868.2309 848.5886 813.4314 762.7592 708.6807D 0.005798 0.005957 0.005943 0.005752 0.005677 0.005382 0.004834 0.004108 0.003204 0.002314

Treapta 5

v 31.34 47.01 63.06 79.11 83.09 95.17 111.22 127.27 143.32 156.70Ra 27.61 62.11 111.78 175.92 194.05 254.56 347.67 455.27 577.36 690.16Ft 602.5592 633.8918 654.3377 662.9923 663.3139 659.8555 644.9273 618.2078 579.697 538.5974D 0.004291 0.004267 0.004049 0.003635 0.003502 0.003025 0.002218 0.001216 1.74E-05 -0.00113

17

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00 120.00 140.000

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

Tr1Tr2Tr3Tr4Tr5

Figura 1.5 Caracteristica dinamică

Din figura 1.3 se citesc vitezele critice în fiecare treaptă:

Vcr1=26 km/h

Vcr2=42 km/h

Vcr3=72 km/h

Vcr4=119 km /h

Vcr5=120km/h

18

1.4.3 Trasarea caracteristicii acceleraților

1.4.3.1 Definirea și trasarea caracteristicii accelerațiilor

Caracteristica accelerațiilor reprezintă funcția, respectiv reprezentarea grafică a acesteia, care prezintă dependența accelerației autovehiculului față de viteza de deplasare pentru toate treptele SV, când motorul funcționează la sarcină totală.

Pentru construirea ei se folosește formula 1.22

a =gδ

(D-ψ ¿ (1.22)

unde:

δ coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație și D și ψ depinde de viteză

δ=1+(δM +A+δR )∗1

ma

(1.23)

Se aleg δM +A=0,03

δR=0,04

Rezultă din 1.23 δ=1,000002766

19

20

Tabelul 1.4 Valorile acceleraţiilor în fiecare treaptă de viteză

Treapta 1

v [km/h] 5.13 7.69 10.32 12.95 13.60 15.58 18.21 20.84 23.47 25.66f [-] 0.012132 0.012397 0.012674 0.012955 0.013025 0.01324 0.013529 0.013822 0.014119 0.014369a 2.573637 2.7104 2.798094 2.832761 2.833157 2.814402 2.743016 2.618603 2.441164 2.252795

Treapta 2

v [km/h] 8.57 12.85 17.24 21.63 22.72 26.02 30.41 34.79 39.18 42.84f 0.012489 0.012945 0.013422 0.013911 0.014033 0.014411 0.014922 0.015444 0.015978 0.016431a[-] 1.489562 1.567114 1.614465 1.629338 1.628004 1.611732 1.561647 1.479083 1.364041 1.243362

Treapta 3

v [km/h] 14.35 21.52 28.87 36.22 38.04 43.57 50.92 58.27 65.62 71.74f 0.013106 0.013899 0.014742 0.015616 0.015838 0.016522 0.01746 0.018429 0.019429 0.020287a [-] 0.830705 0.867736 0.884539 0.879955 0.875517 0.853985 0.806629 0.737886 0.647756 0.556312

Treapta 4

v [km/h] 23.82 35.73 47.93 60.13 63.15 72.33 84.53 96.73 108.93 119.09f 0.014159 0.015557 0.017074 0.018679 0.01909 0.02037 0.022148 0.024013 0.025965 0.027657a[-] 0.429859 0.431736 0.415542 0.381014 0.369632 0.328151 0.256954 0.167422 0.07 0

Treapta 5 v [km/h] 31.34 47.01 63.06 79.11 83.09 95.17 111.22 120.00

f 0.015032 0.016957 0.019078 0.021349 0.021934 0.02377 0.026341 0.027811

a [-] 0.273452 0.252241 0.210049 0.147146 0.128372 0.08 0.02 0

21

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00 120.00 140.000

0.5

1

1.5

2

2.5

3

Tr 1Tr 2Tr 3Tr 4Tr 5

Figura 1.6 Caracteristica accelerațiilor

În urma figurii 1.6 se observă că acceleraţiile scad odată cu creşterea vitezei ajungând astfel ca la atingerea vitezei maxime de rulaj acceleraţia să fie 0.

În urma calculelor rezultă ca acceleraţiile maxime sunt următoarele:

a1=2,83 m/s2

a2=1,62 m/s2

a3=0,87 m/s2

a4=0,38 m/s2

a5=0,27 m/s2

22

1.4.4 Trasarea caracteristicii timpului de demarare

Caracteristicile de accelerare reprezintă dependența timpului de accelerare (td) și spațiului de accelerare (Sd) de viteza autovehiculului atunci când motorul funcționează la sarcină totală.

Timpul de accelerare reprezintă timpul necesar creșterii vitezei autovehiculului între două valori date, iar spațiul de accelerare reprezintă spațiul parcurs de autovehicul în acest timp.

Timpul de demarare reprezintă timpul în care autovehiculul, plecând de pe loc, ajunge la o viteză reprezentând 0,9 din viteza sa maximă, atunci când motorul funcționează la sarcină totală, iar spațiul de demarare reprezintă spațiul parcurs în timpul respectiv.

23

BIBLIOGRAFIE

1) Proiect AUTO I ( Autocar Interurban)2) Curs C. Andreescu- Dinamica autovehiculelor

24