Universitatea Politehnica BucurestiFacultatea de transporturiDepartamentul Autovehcule Rutiere

Proiect Automobile I

Student: Gheorghe AdrianGrupa: 8304a

Indrumator: S.l.dr.ing. Laurentiu Popa

Tema de proiect la Automobile I

Sa se efectueze proiectarea generala, functionala, privind dinamica tractiunii si ambreiajul pentru un automobil, avand urmatoarele caracteristici:-tipul automobilului : .. autocamion 4x2-caroseria : ..Van-numar de persoane(locuri) : .3-sarcina utila :.4000 kg-viteza maxima in palier: ..140 km/h-panta maxima : . 28 %-alte particularitati: MAC 4x2

Memoriul tehnic justificativ va cuprinde: -Partea I : 1) alegerea unui numar adecvat de modele similare de automobile (minim 5 modele), analiza particularitatilor lor constructive si a principalelor caracteristici dimensionale, masice si energetice. Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta conform cerintelor temei;2) studiul organizarii generale si a formei constructive pentru automobilul impus prin tema 2.1) determinarea principalilor parametrii dimensional si masici ai automobilului, precum si a anasamblurilor acestuia; 2.2) determinarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere; 2.3) intocmirea schitei de organizare generala; 2.4) determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului, atat la sarcina utila cat si maxima constructiva. Determinarea incarcarilor statice la punti si a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere si stabilitatea longitudinala a automobilului in stransa legatura cu panta maxima impusa prin tema; 2.5) alegerea anvelopelor si a jantelor;3) Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor, coeficientului de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversale maxime si a randamentului transmisiei;4) Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza automobilului;5) Predeterminarea caracteristicii de turatie la sarcina totala a motorului din conditia de viteza maxima in palier. -Partea a II-a :1) Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegerea variantei ce se va proiecta;2) Calculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului;3) Calcului si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus arbore ambreiaj, elemente de fixare si ghidare);4) Calcului si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului. Materialul grafic (planse desen tehnic) :1. Desen de ansamblu sumar al automobilului (3 vederi);2. Desen de ansamblu al ambreiajului (vedere laterala si sectiune longitudinala).

Partea I

Capitolul 1Analiza particularitatilor si principalelor caracteristici dimensionale, masice si energetice ale modelelor similare.

1.1 Alegerea unor modele similare cu cel impus in tema de proiect

Conform temei date, vom alege 5 modele similare, in functie de masa utila nominala, Mun, 4000 kg cu abateri de +-10% si de tipul tractiunii, 4x2. De asemenea modelele vor avea caroserie de tip Van cu 2 locuri, tipul motorului fiind cu aprindere prin compresie.Modelele similare vor fi centralizate in tabelul 1.1

Tabel 1.1 Modele similare;CodificareMarcaModelMun [kg]

M1IvecoDaily 65C15 3.0 HPI3500

M2Mercedes-BenzSprinter 616CDI3750

M3IvecoDaily 70C15V 3.0HPI4765

M4Mercedes-BenzAtego4765

M5DAF453500

1.2.Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare Amplasarea motorului, la toate modelele similare, se fla in partea din fata, deasupra puntii. Tipul ambreiajelor, transmisiilor, cutiilor de viteze, suspensiilor, condurile anvelopelor si capacitatea rezervoarelor sunt centralizate in tebelul 1.2.

Tabel 1.2CodificareCutie de viteze si transmisieTip suspensie fata/spateAnvelope fata/spateCapacitate rezervor [l]

M1Manuala cu 6 trepteIndependenta, bara de torsiune / acruci cu foi semieliptice195/75R16C195/75R16C100

M2Manuala cu 5 trepteStabilizator /205/70R15205/70R15

M3Manuala cu 6 trepteIndependenta / acruci cu foi semieliptic195/75R16C195/75R16C100

M4Manuala cu 6 trepte sincronizate si schimbator de viteze mechanic2 arcuri cu foi parabolic si stabilizator / 2 perne de aer si stabilizator265/70R19,5265/70R19,5325

M5Manuala cu 5 trepteArcuri cu foi parabolic si stabilizator9,5R/17,59,5R/17,5168

Din tabelul 1.2 putem trage urmatoarele concluzii: -majoritatea cutiilor de viteze sunt cu 6 trepte manuale;-majoritatea suspensiilor spate sunt cu arc cu foi;

1.3 Analiza princilalilor parametrii dimensionali exteriori Pentru a putea analiza un automobil, avem nevoie sa ii cunoastem parametrii dimensionali din considerente ergonomice si dinamice. Aceste dimensiuni vor fi sortate in dimensiuni de gabarit, dimensiuni ce reflecta organizarea autocamionului si dimensiuni ce reflecta capacitatea de trecere.

1.3.1. Dimensiuni de gabarit Dimensiunile de gabarit sunt lungimea totala, latimea totala si inaltimea totala, iar acestea vor fi prezentate in tabelul 1.3 Tabel 1.3. Dimensiuni de gabaritModelLungime totalaLa[mm]Latime totalala[mm]Inaltime totalaHa[mm]

M1520019962090

M2560022952100

M3701219962355

M4588523622160

M5559022602270

Repartizarea acestor parametrii dimensionali se prezinta in Fig.1.1.

Fig.1.1.Repartizarea dimensiunilor de gabarit

Din Fig.1.1 se observa ca lungimea totala maxima o are modelul M3, dar este o valoare extrema destul de departe de valorile celorlalte modele, iar lungimea totala minima o are modelul M1. Se mai observa ca latimile totale sunt foarte apropiate, cea maxima fiind la modelul M4, iar cea minima la modelele M1 si M3. Inaltimile totale sunt si ele la randul lor destul de apropiate, cea maxima avand-o modelul M3, iar cea minima modelul M1.

1.3.2. Dimensiuni ce reflecta organizarea autocamionului

Aceste dimensiuni sunt ampatamentul, ecartamentul si consolele fata si spate. Ele vor fi centralizate in tabelul 1.4

Tabel 1.4. Dimensiuni de organizare generalaModelAmpatamentL[mm]EcartamentE[mm]Consola fata/spateC1/C2 [mm]

M13750

M23325

M332501650960/1050

M4436016701270 /

M532001640950/

Putem observa faptul ca nu toti producatorii ofera informatii despre aceste dimensiuni, mai ales despre console unde a fost gasita doar consola fata a unui singur model. Repartizarea acestor dimensiuni se va face in Fig.1.2

Fig.1.2. Repartizarea dimensiunilor de organizare generala

Din Fig.1.2 observam ca ampatamentul maxim il are modelul M4, iar cel minim modelul M5 (in conditiile in care la 2 dintre modele nu exista informatii despre aceasta dimensiune). Ecartamentul maxim il are modelul M3, iar cel minim il are M4 (in conditiile in care la 3 dintre modele nu exista informatii despre aceasta dimensiune). Consola fata maxima o are modelul M4, iar cea minima o are modelul M5 (in conditiile in care nu toate modelele au informatii despre aceasta dimensiune). Despre consola spate exista informatii la un singur model, M3.

1.3.3.Dimensiuni ce reflecta capacitatea de trecere Singura dimensiune despre care exista informatii este garda la sol, iar informatia aceasta exista doar la modelul M4 : hs=212 mm.

1.4. Analiza principalilor parametrii masici Parametrii masici sunt : masa proprie, masa utila nominala (sarcina utila) si masa utila maxima constructiva (sarcina totala). Datele despre acesti parametrii vor fi centralizate in tabelul 1.5. Tabel 1.5. Parametrii masiciModelMasa proprieM0[kg]Masa utila nominalMun[kg]Masa utila maxima constructivaMan[kg]

M1200035006500

M2224037505990

M3232547657000

M4182546756500

M5300035006500

Repartizarea acestor parametrii masici se va face in Fig.1.3

Fig.1.3.Repartizarea parametrilor masici

Din Fig.1.3 observam ca masa proprie maxima o are modelul M5, iar cea minima o are modelul M4. Masa utila nominala este cea mai mare la modelul M3 si cea mai mica la modelele M1 si M5. Masa utila maxima constructiva are valoarea maxima la modelul M3 iar minima la modelul M2. Putem defini coeficientul sarcinii utile (coeficientul de tara) ce este specific autocamioanelor : u = [-] (1.1) Rezultatul calculelelor acestui coeficient pentru fiecare model este centralizat in tebelul 1.6

Tabel 1.6.Coeficientul sarcinii utileModelM1M2M3M4M5

u [-]0.5710.5970.4870.3800.857

Din tabelul 1.6 putem observa variatia coeficientului sarcinii utile intre 0.380 si 0.857.

1.5.Analiza principalilor parametrii energetici Aceasta analiza este facuta in functie de motorul cu care modelele sunt echipate si se poate defini si puterea specifica, prin raportarea puterii maxime la masa autocamionului incarcat : Psp= [] . Acesti parametrii sunt centralizati in tabelul 1.7

Tabel 1.7. Parametrii energeticiModelPuterea maximaPmax [kW]Turatia de putere maximanp [rpm]Momentul motor maximMmax [ Nm]Turatia de moment motor maximnM [rpm]Puterea specificaPsp[kW/kg]

M1107350035026000.053

M2115350033018000.051

M31073000-35003501400-16000.046

M4110300071920000.060

M5860.028

1.6.Analiza modelului de automobil ce se va proiecta conform temei

Pe baza analizelor facute pe modelele de autocamion similare, se poate stabili tipul de autocamion, cu caracteristicile sale, ce va urma sa fie proiectat. Pentru a trage concluzii privind partea constructiva si cea dimensionala, se va face o medie a valorilor modelelor similare:-Cilindreea media : 3762.8 cm3 ;-Putearea maxima medie: 105 kW;-Momentul motor maxim mediu : 459.8 Nm ;-Majoritatea modelelor au 4 cilindri dispusi in linie si 16 supape;- Cutia de viteze la majoritatea modelelor este manuala cu 6 trepte;-Suspensia la majoritatea modelelor este independenta cu bara de torsiune si stabilizator pe fata si cu arcuri cu foi pe spate;-Lungimea totala medie : 5857.4 mm;-Latimea totala medie : 2321.6 mm;-Inaltimea totala medie: 2190 mm;-Ampatamentul mediu: 3577 mm;-Ecartamentul mediu: 1576.6 mm;-Consola fata medie : 1046.6 mm;-Consola spate : 1050 mm;-Garda la sol : 212 mm;-Masa proprie medie: 2278 kg;-Masa utila nominala medie: 4038 kg;-Masa totala maxima constructiva medie : 6498 kg;-Coeficientul sarcinii utile mediu : 0.5784

-Capitolul 2Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru autocamionul propus

2.1.Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali, masici ai autocamionului, precum si a subansamblurilor acestuia

2.1.1.Prederterminarea principalelor dimensiuni exterioare Se vor studia Fig.1.1 si 1.2, unde se observa tendinta modelelor similare privind aceste dimensiuni. Se observa ca ampatamentul, L, variaza intre 3200 mm si 4360 mm, dar in subintervalul (3000;3500) se afla mai multe modele astfel se va alege o valoare medie din acest interval, 3250 mm. Consola fata variaza intre 950 mm si 1270 mm, dar in subintervalul (950 1000) mm se afla doua treimi din modele, astfel se va alege o valoare medie a celor doua valori din acest subinterval, si anume 955 mm. Avand informatii despre o singura consola spate a unui singur model, aceasta va fi aleasa si pentru autocamionul proiectat (1050 mm). Pentru calculul lungimii totale se vor insuma cele trei dimensiuni predeterminate mai sus : La=L+C1+C2 (2.1) Din formula (2.1) rezulta ca lungimea toatala este de 5255 mm. Ecartamentul se afla intre 1640 mm si 1670 mm, iar valoriile fiind foarte apropiate se va alege o valoare de mijloc, 1655. Tendinta latimii totale se poate observa in Fig.1.1. Se observa ca este o tendinta spre valori intre 2000 mm si 2500 mm, interval in care se incadreaza majoritatea modelelor. Din acest interval se va alege o valoare de mijloc, astfel rezultand latimea totala a autocamionului proiectat ca fiind 2300 mm. Din Fig.1.1 mai putem observa spre ce valori se adopta inaltimea totala si observam ca aceste valori sunt foarte aproapiate si necesita o impartire pe subintervale mai mici, din 100 in 100 mm si observam ca 2 modele se afla intr-un singur subinterval (20002100 mm), restul fiind impartite cate una in celelalte 3 subintervale. Astfel se va adopta ca inaltime totala pentru autocamionul proiectat ca fiind una de mijloc al acelui subinterval si anume 2095mm. Informatiile privind garda la sol, hs, fiind reduse, aceasta existand la un singur model, aceea va fi marimea adoptata si anume 210 mm. Datele privind prederterminarea principalelor dimensiuni exterioare se vor centraliza in tabelul 2.1. Tabel 2.1.Principalele dimensiuni exterioareParametru dimensionalL[mm]C1[mm]C2[mm]La[mm]E[mm]la[mm]Ha[mm]hs[mm]

325095510505255165523002095210

2.1.2.Prederterminarea principalilor parametrii masici

Din Fig.1.3 putem observa ca majoritatea modelelor similare au masa proprie in anume 2300 kg. Tot din acea figura putem observa si tendinta masei utile nominale iar majoritatea valorilor se afla in intervalul (35004000) kg, si astfel se va alege ca 0intervalul modelelor similare, este si masa impusa prin tema de proiect. Prin insumarea celor doua mase se va obtine masa utila maxima constructiva : Man=M0+Mun [kg] (2.3) Centralizarea masei proprii, masei utile nominale, masei utile maxima constructiva si a coeficientului de tara a autocamionului ce se proiecteaza, se va face in tabelul 2.2. Tabel 2.2.Parametru masicM0[kg]Mun[kg]Man[kg]u[-]

2300400063000.575

Valoare coeficientului de tara s-a obtinut folosind formula (1.1).

2.1.3.Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici ale principalelor subansamble componente ale autocamionului Pentru determinarea parametrilor masici ai subansamblurilor principale se va intocmi un tabel in care se vor trece fiecare subansamblu cu valoarea masei proprii si ponderea acestuia din masa autocamionului. Datele se inscriu in tabelul 2.3.

Tabel 2.3 Participatii masice

Nr. Crt.Denumire Subansambluparticipatie [%]

Masa calculata a subansamblului[kg]Masa rotunjita a subansamblului[kg]

1Motor complet echipat11253253

2Transmisie cardanica0.716.116

3Ambreiaj3.580.580

4Punte fata+roti+sistem de franare+sistem de directie20460460

5Punte spate+roti+sistem de franare22506505

6Suspensie fata+amortizoare2.352.953

7Suspensie spate4.398.999

8Echipament electric+ baterie1.329.930

9Conducte evacuare0.716.116

10Cabina7.5172.5172

11Rezervor combustibil0.716.116

12Caroserie26598600

1310023002300

Pentru o determinare viitoare mai usoara a centrului de greutate al autocamionului, ce impune determinarea centrului de greutate al fiecarui subansamblu in parte, se vor aproxima formele subansamblurilor cu figuri geometrice simple si se vor da si dimensiunile acestora. Centralizarea aceastor date se va trece in teblul 2.4.

Nr.crt.Denumire subansambluForma geometricaDimensiuni [mm]

1.Motor

L x h x l600x700x650

2.Transmisie cardanic

l x d3200x70

3.Ambreiaj

L x h x l365x654x115

4.Cadru

5.Punte fata+roti+sistem de franare+sistem de directie

De x Bu668x270

6Punte spate+roti+sistem de franare

De x Bu668x300

7Suspensie fa

d x h

1100x350

8Suspensie spate

d x h2100x300

9Echipament electric+ baterie

L x h x l280x180x175

10Conducte evacuare

l x d4300x100

11Cabina

L x h x l

1550x1730x1922

12Rezervor combustibil

L x h x l

1100x303x300

13Sasiu

L x h x l5255x200x200

Tabel.2.4 Parametrii dimensionali ai subansamblelor autocamionului

Dimensiunile din Tabelul 2.4 au fost determinate fie prin masuratori directe, fie prin analogie cu dimensiunile anvelopelor, al dimensiunilor exterioare, fie de pe site-uri unde se dezmembreaza autocamioane pe piese.

2.2.Determinarea formei si a dimensiunilor spaiului util 2.2.1 Predeterminarea formei i a dimensiunilor postului de conducere Pentru predimensionarea postului de conducere trebuie avut n vedere asigurarea unei mobiliti fizice cat mai bune i o poziie cat mai relaxat a conducatorului. Toate comenzile necesare pentru a meninerea siguranei si stabilitatii autocamoionului trebuie s fie ct mai la ndemna conducatorului, acestea sa poat fi acionate cu un minim de efort, n acelai timp o vizibilitate ct mai bun. n aceast privin n ara noastra au fost reglementate urmtoarele standarde: STAS R 10666/1-76 Dimensiunile postului de conducere i amplasarea organelor de comand la autocamioane, autobuze i troleibuze Condiii ergonomice; STAS R 10666/2-76 Determinarea elementelor postului de conducere i a locului pentru pasageri la autocamioane, autobuze i troleibuze Manechin tridimensional; STAS R 10666/3-76 Determinarea elementelor postului de conducere i a locului pentru pasageri, la autocamioane autobuze i troleibuze Manechin bidimensional (plan).

D Wx punctul R

Wz Hz Hx Punctul calcaiului Fig. 2.1 Schema privind dimensiunile postului de conducere conform STAS R 10666/1-76

Tabel. 2.5 Dimensiunile postului de conducereNr.crt.DimensiuneaLimite de variatieValori adoptate

1Unghiul de nclinare spre napoi, []9..3324

2Distana vertical de la punctul R la punctul clciului, Hz [mm]130..520450

3Cursa orizontal a punctului R [mm]min. 130400

4Diametrul volanului D [mm]330...600400

5Unghiul de nclinare a volanului []10...7030

6Distana orizontal ntre centrul volanului i punctul clciului Wx[mm]660...152200

7Distana vertical ntre centrul volanului i centrul clciului, Wz[mm]530...838570

Pentru stabilirea acestor dimensiuni se constituie manechine bidimensionale i tridimensionale care se amplaseaz pe locurile ce urmeaz a fi ocupate de ctre sofer si insotitor, un manechin definind o anumit grup de reprezentativitate (10%, 50%, 90%). De pild, utilizarea unui manechin 50% nseamn c 50% din populaie prezint dimensiuni mai mici sau egale cu ale acestui manechin. Manechinul folosit pentru dimensionarea postului deconducere n cazul autocamionului de proiectat este unul de 90%. Pentru autocamioane, dimensiunile postului de conducere i amplasarea organelorde comandsunt reglementate prin STAS R 10666/1-76i regulamentul nr.35 ECEONU. Dimensiunile postului de conducere, ale locului de munc al conducatorului i amplasareaorganelor de comand trebuie s asigure condiii de munc optime, astfel ncat acesta sdepuna un efort fizic minim pentru a seputea concentra asupra circulaiei rutiere.

Tab. 2.6 Distanele de amplasare a organelor de comandNr.DimensiuneaLimite deValori

Crt.variaieadoptate

1.Deplasarea axei volanului fa de axa longitudinal de+/-30+/-15

simetrie a scaunului, max.

2.Distana dintre axa pedalei de frna i axa pedalei de150150

ambreiaj, min.

3.Distana dintre axa pedalei de frana si axa pedalei de110110

acceleraie, min.

4.Distana de la axa pedalei de ambreiaj pna la peretele lateral110110

al cabinei, min.

5.Distana de la axa pedalei de acceleraie pn la peretele din8080

partea dreapta cel mai apropiat, min.

Utilizarile manechinului plan sunt pentru alegerea locului pentru amplasarea conductorului i a insotitorului, pentru stabilirea poziiei lor pe scaune pentru toate stadiile de proiectare a autocamionului si pentru determinarea spaiului interior al cabinei i a poziiei insotitorului n vederea comparrii datelor i a raportrii la modele similare.

Fig. 2.2 Schia postului de conducere (vedere din lateral si de sus)

2.2.2. Predeterminarea formei i a dimensiunilor cabinei Dimensiunile cabinei autoutilitarei de proiectat sunt prezentate n Fig.2.2.

2.2.3. Predeterminarea formei i a dimensiunilor spatiului de marfa Masa util reprezint ocaracteristic constructiv esenial pentru un autocamion, prin ea caracterizndu-se limitele de utilizare a acestuia. Masa util este determinat de capacitatea de ncrcare a autocamionului, care deasemenea este determinat de dimensiunile compartimentului pentru marfatransportat. n figurile2.3 si2.4 vor fi prezentate 2vederi ale autocamionului, mpreun cu dimensiunilecompartimentului pentru marf.

Fig. 2.3 Vedere din lateral a compartimentului pentrumarf

Fig. 2.4 Vedere de sus a compartimentului pentrumarf

2.3.Intocmirea schitei de organizare generala

Autocamionul ce urmeaz sa fie proiectat este cu post de conducere retras, deci poziionarea motorului se va face desupra punii fa i a cabinei in spatele motorului. Ambreiajul, cutia de viteze si arborele cardanic se vor situa ntre puni, iar diferenialul pe axa punii spate deoarece tractiunea este la puntea din spate. Poziionarea roilor se va face innd cont de valorile ampatamentului si ecartamentului.Suspensiile se vor situa desupra punilor, imediat lng roi, pentru o mai bun amortizare. Rezervorul de combustibil va fi plasat in partea dreapta a autocamionului pentru usurinta alimentarii la pompele de combustibil si se va poziiona ntre puni, unde exist spaiu si trebuie si ferit de eventuale daune provocate din diverse motive. Roata de rezerva se va poziiona in spatele puntii din spate, in zona consolei spate, pe parteastanga pentru o echilibrare dinamica cu rezervorul de combustibil. .

2.4.Determinarea pozitiei centrului de masa al autocamionului

Pentru determinarea centruluide masal autocamionuluis-aoptatpentruun sistem de axe de coordonate (X,Z) acesta avand originea n centrul petei de contact din fata. Pentru deteminarea poziiei centrului de greutate al autovehiculului se folosesc relatiile: XG= (2.4) ZG= (2.5)ncare:mj este masa subansamblului j, n kg, iar Xj si Zj sunt coordonatele centrului de masa al subansamblului j, fa de sistemul de axe,XOZ, ales n mmnlegturcupoziia centrului de mas pentru o persoan aezat pe scaun, acesta se afl laDistana de 100 mm fa de Punctul R nlimeacentruluidemaspevertical,fadepunctulR,are valoarea medie 180 mm.nfiguraurmtoareesteprezentatmanechinulbidimensionalla postul deconducere mpreun cu punctul R i centrul su de masa. Fig. 2.5 Manechinul bidimensional. Centrul su de greutate i punctul R

Tabel 2.7 Centrul de masa al fiecarui subansambluNr.crt.Subansamblumj[kg]Xj[mm]Zj[mm]Xj mj [mm kg]Zj mj [mm kg]

1Motor complet echipat253-449.21648.07-113650.13163961.71

2Transmisie cardanica161808.46434.3628935.366949.76

3Ambreiaj80-107.75576.31-862046104.8

4Punte fata+roti+sistem de franare+sistem de directie460-286.03548.71-131587.6252406.6

5Punte spate+roti+sistem de franare5053247.60329.201640038166246

6Suspensie fata+amortizoare5325.18419.431334.5422229.79

7Suspensie spate993243.67393.79321123.3338985.21

8Echipament electric+ baterie30839.46425.5125183.8 12735.3

9Conducte evacuare161852.24416.7629635.846668.16

10Cabina172700.411200.09120470.52206415.48

11Rezervor combustibil161276.95451.8320431.2722.28

12Caroserie600347.72940.04208.632564024

13Conducator auto 75792.411231.0959430.7592331.75

14Insotitor75792.411231.0959430.7592331.75

15Marfa transportata40002193.011229.4787720404918000

Calculand cu ajutorul formulelor (2.4) si (2.5) si folosind datele din Tabelul 2.7 pot determina coordonatele centrelor de greutate ale autocamionului descarcat (XG0;ZG0) si incarcat complet (XG;ZG). Astfel, s-a obtinut :XG0 = 907.90 mm ;ZG0 = 735.44 mm ;XG =1723.84 mm ; ZG =1045.12 mm. Pentru autocamionul complet incarcat, rezervorul de combustibil s-a considerat plin. Acesta avand 100 l, masa acestuia se afla cu relatia : mRP=(*V)+mRG (2.6)Unde, mRP este masa rezervorului plin, este densitatea motorinei care este 0.835 [kg/l], iar V este volumul rezervorului care este 100 [l], iar mRG este masa rezervorului gol care este de 16 [kg] . Astfel, din relatia (2.6) reiese ca masa rezervorului plin este de 99,5 [kg]. Incarcarile statice la cele doua punti, corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt : G10= G0 (2.7) ; G20= G0 (2.8) ;respectiv,1G1= G (2.9) ; G2= G (2.10)Unde a0,b0, respectiv a,b sunt distantele de la consolele fata,spate la centrul de greutate al autocamionului gol, respectiv distantele de la consolele fata,spate la centrul de greutate al autocamionului complet incarcat.Folosind relatiile (2.7), (2.8), (2.9), (2.10) se vor calcula incarcarile statice la cele doua punti in ambele situatii.G10== 1657.48 kg;

G20= 2300= 642.51 kg ;

G1= 6549.9 = 3075.75 kg;

G2= 6549.9= 3473.93 kg.

Parametrua/Lhg/L

Stare : gol0.280.22

incarcat0.530.32

In urma calculelor se observa ca atunci cand autocamionul este gol, majoritatea masei acestuia se distribuie pe puntea din fata, iar cand este complet incarcat, pe puntea spate, dar mult mai echilibrat decat in primul caz. Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai autocamionului, s-au avut in vedere si parametrii geometrici ai capacitatii de trecere. Definitivarea lor este incheiata odata cu intocmirea schitei de organizare generala si a desenului de ansamblu. Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime impus in tema de proiect. Tabel 2.8. Parametri geometrici ai capacitatii de trecereGarda la sol [mm]Unghiul de atac [grd]Unghiul de degajare [grd]

2504530

Conditiile cele mai dificile la inaintare sunt, in general, la urcarea pantei maxime impuse prin tema de proiect. (pmax=tg pmax) Expresia unghiului limita de patinare sau de alunecare pentru un automobil cu tractiune spate este : tgpa = x (2.11). Astfel, in cazul de fata avem : tg pa = 0.7 = 0.48. Deci, unghiul limita la patinare este pa= acrtg 0.48 = 25 grd. Observam ca unghiul limita la patinare este mai mare decat cel al pantei maxime impus prin tema , 15.64 grd, deci autocamionul poate urca aceasta panta maxima. La deplasarea pe drumul cu panta maxima impusa prin tema, nu trebuie sa se produca rasturnarea autocamionului. Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia:pr=arctg = 55.59 grd . Observam ca unghiul limita la rasturnare este mai mare decat cel al pantei maxime impus prin tema, deci autocamionul nu se va rasturna circuland pe un drum cu aceasta panta maxima.

2.5.Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora

Fiind ales numarul de pneuri la fiecare punte, incarcarea statica pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime calculate va fi aflata cu relatia :Zpj = [kg/pneu], j=1,2,Np (2.12)unde, Gj reprezinta sarcina repartizare pe puntea j, iar Npnj reprezinta numarul de pneuri al puntii j. Astfel, in cazul de fata vom obtine Zpj= = 1736.96 [kg/pneu]. S-a ales valoarea lui Gj pentru puntea spate deoarece aceea este cea maxima, iar capacitatea portanta a pneului se alegea pentru Zpj maxim. Capacitatea portanta a pneului se calculeaza cu relatia : Qpnec=Zpj/kq, (2.13)unde kq pentru autocamioane este 1.Deci capacitatea portanta a pneului este 1736.96 kg Din standarde, norme, sau cataloage de pneuri, se alege pneul cu capacitate portanta imediat mai mare decat cea calculata. De asemenea, se precizeaza principalele caracteristici ale pneului ales:-simbolizare anvelopa : 225/75R17.5 129/127 M-latimea sectiunii pneului: Bu=225 mm-diametrul exterior si raza libera: De= 782 mm , r0= 391 mm ;-raza statica : rs= 374.125 mm;-raza de rulare : rr= 389.09 mm;-capacitatea portanta a pneului : Qp=1800 kg ;-viteza maxima de exploatare a pneului : Vpmax 150= km/h.

Pentru calculul razeri de rulare s-a folosit formula pentru anvelope radiale : rr=1.04*rs (2.14)

Fig.2.6.Centrele de masa ale fiecarui subansamblu

Fig.2.7.Centrele de masa ale autocamionului gol si complet incarcat

Capitolul 3Studiul rezistentelor la inaintare ale automobilului. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Predeterminarea raporutului de transmitere al transmisiei principale i a primei trepte a schimbtorului de vitez

3.1.Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare 3.1.1.Deterninarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor Pentru determinarea valorii coeficientului de rezistenta la rulare in functie de viteza de deplasare a automobilului, se poate utiliza relatia (3.1).f=f0+f01V+f02V2 (3.1) Valorile lui f0,f01,f02 sunt specifice pneurilor alese la subcapitolul 2.5 iar acestea sunt :f0=1.6110*10 -2; f01= -1.0002*10 -5 [h/km]; f02=2.9152*10 -7 [h2/km2]. Folosind aceste valori se va calcula valoarea coeficientului de rezistenta la rulare pentru vitezele de 0,20,40,60,80,100,120 si 140 km/h. Rezultatele vor fi centralizare in tabelul 3.1 Tabel 3.1.Valorile coeficientului de rezistenta la rulareV [km/h]020406080100120140

[-]0,016110,016120,0161760,0165590,0171750,0180250.01910.0204

Fig.3.1.Variatia coeficientului de rezistenta la rulare in functie de viteza

3.1.2.Determinarea ariei seciunii transversale maxime a autocamionului Aria proieciei frontale a autovehiculului se obine prin calcul cu relaia:

[m2] (3.2)

unde: reprezint limea seciunii anvelopei; reprezint nlimea marginii inferioare a barei de protecie fa de cale; Ha reprezinta inaltimea totala a autocamionului -- reprezint limea totala a autocamionului; reprezint numrul de pneuri; reprezint coeficientul de form (= 1 pentru autocamioane).Astfel, pentru autocamionul din tema de proiect rezulta :A= 1 x ( 2.095-0.210) x 2.300 + 4 x 0.210 x 0.225 = 4.52 m2. Aria sectinii transversale maxime se va considera 4.55 m2.

3.1.3.Determinarea coeficientului de rezisten a aerului

Se d urmatorul tabel :

Tabel. 3.3-Valori ale parametrilor aerodinamici pentru diferite tipuri de autovehicule

Tip autovehiculA[m2]

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

Autoturism cu caroseria inchisa1,6...2,80,30...0,50

Autoturism cu caroserie deschisa1,5...2,00,65...0,80

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

Autocamion cu platforma deschisa3,0...5,30,90...1,00

Autofurgon3,5...8,00,60...0,75

Automobilul ce trebuie proiectat este autocamion cu platform deschis, a crui arie calculata la subcapitolul 3.1.2 este de 4.55 m2, deci se incadreaza intre 3.0 si 5.3 m2. Valoarea ariei fiind la mijlocul intervalului se alege coeficientul aerodinamic tot la mijlocul intervalului:

3.1.4.Determinarea randamentului transmisiei

Pentru proiectare, n aceast faz, se opereaz cu un randament constant mediu al transmisiei. Valoarea acestuia pentru autocamioane 4x2 cu transmisie simpla este =0,9.

3.2.Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare, n funcie de vitez i pemtru diferite condiii de deplasare

Aceste rezistente sunt:

Rezistena la rulare: =f() [daN] (3.3)

Rezistena la pant: [daN] (3.4) Rezistena aerului: [daN] (3.5)

n care: k este coeficientul aerodinamic : k== (3.6)reprezint viteza relativ a aerului fa de automobil : () (3.7) reprezinta viteza vantului ( se va considera =0) Puterea corespunztoare rezistenei: [kW] (3.8)

Rezultatele acestor calcule se vor centraliza in tabelul 3.4

Tabel. 3.4 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza autovehiculului pentru V[km/h]Rrul [daN]Ra [daN]Rtot [daNPrul [KW]Pa [KW]Ptot [KW]

099,56463099,56463000

2099,626448,575108,20145,5348020,4763896,011191

4099,9972534,3134,297311,110813,81111114,92192

60102,345877,175179,520817,0576312,862529,92013

80106,1776137,2243,377623,5950130,4888954,0839

100111,4308214,375325,805830,95359,5486190,50161

120118,0437308,7426,743739,34791102,9142,2479

140126,0781420,175546,253149,03038163,4014212,4318

Fig.3.2. Variaia rezistenelor la naintare, la deplasarea cu vitez cosntant si panta 0. La deplasarea n palier rezistenele la naintare sunt alctuite din rezistena la rulare si rezistena aerului. In jurul vitezei de 70 km/h se observa ca rezistenta la rulare este egala cu rezistenta aerului, peste aceasta valoare rezistenta aerului devenind mult mai mare decat cea de rulare. Se mai observ c pana la viteza de 50 km/h rezistena la rulare este aproximativ constant incepnd s creasc uor odat cu depirea acestei viteze.

Fig.3.3. Variatia puterilor corespunzatoare rezistenelor la naintare, la panta 0. In Fig.3.3 se observ c la plecarea de pe loc, puterea necesar nvingerii rezistenelor este foarte mic. Se mai observa ca pentru viteze de pana la 20 km/h, puterea necesara invingerii rezistentei aerului este neglijabila, iar dupa 70 km/h aceasta putere o depaseste pe cea necesara invingerii rezistentei la rulare.

Se realizeaz un tabel care va conine valorile rezistenelor i ale punterilor necesare nvingerii acestora pentru deplasarea cu vitez constant pe un drum nclinat cu (panta de 7%). Tabel 3.5.Valorile rezistentelor la inaintare si a puterilor necesare invingerii acestor rezistente la panta de 7%.V[km/h]Rrul [daN]Ra [daN]Rp[daN]Rtot [daN]Prul [KW]Pa [KW]Pp[kW]Ptot [KW]

0398,65680426,4407825,09750000

20398,90428,575426,4407833,919922,161350,47638923,6911546,32889

40400,2934,3426,4407861,030744,476673,81111147,382395,67008

60409,767777,175426,4407913,383468,2946212,862571,07345152,2306

80425,0112137,2426,4407988,651994,4469330,4888994,7646219,7004

100446,0452214,375426,44071086,861123,901559,54861118,4558301,9058

120472,6471308,7426,44071207,788157,549102,9142,1469402,5959

140504,8168420,175426,44071351,432196,3176163,4014165,8381525,5571

Fig.3.4.Variatia rezistentelor la inaintare, la urcarea unei pante de 7% In Fig.3.4 se observa ca pana la viteza de 40 km/h rezistenta la rulare are o valoare constanta, peste aceasta viteza crescand usor. Se mai observa ca in jurul vitezei de 80 km/h rezistenta la rulare si rezistenta la panta au aceeasi valoare, peste aceasta viteza rezistenta la rulare crescand usor peste rezistenta la panta. Rezistenta aerului, ca si in cazul mersului in palier, este neglijabila pana la 20 km/h, aceasta incepand sa creasca destul de considerabil peste aceasta viteza. La atingerea vitezei maxime se observa ca rezistenta la panta devine aproximativ egala cu rezistenta aerului.

Fig.3.5.Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare, la urcarea unei pante de 7%

In Fig.3.5 se observa ca puterea necesara invingerii rezistentei la rulare si cea necesara invingerii rezistentei la panta sunt aproximativ egale pana in jurul vitezei de 100 km/h, peste aceasta viteza puterea necesara invingerii rezistentei la rulare devenind mai mare decat cea necesara invingerii rezistentei la panta. Spre deosebire de cazul mersului in palier, puterea necesara invingerii rezistentei aerului la urcarea unei pante de 7% este neglijabila pana la o viteza mai mare, 40 km/h. Aceasta putere, la atingerea vitezei maxime, devine egala cu puterea necesara invingerii rezistentei la panta.

3.3. Predeterminarea caracteristicii la sarcin total a motorului din condiia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autocamionului n palier

Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a autocamionului(), la deplasrea acestuia n treapta de vitez cea mai rapida, n palier. Se poate admite ca 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 puteri la roile motoare este:

(3.9)

Pentru V= , rezult c ,deci

Relaia (3.9) devine:

(3.10)

Se determin puterea motorului corespunzatoare vitezei maxime din relatia (3.10) ,:

(3.11)

n care toi termenii membrului drept sunt cunoscui.

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

(3.12)

sau,sub o forma simplificat: (3.13)

dar pentru V= motorul va avea turaia ,iar relaia (3.13) devine: (3.14) Functia definete caracteristica la sarcin total raportat i depinde de tipul i particularitile constructive ale motorului. Cerintele temei de proiect nu au impus un motor anume, alegerea motorului se face analiznd motoarele modelelor similare de autovehicule i n funcie de soluiile pe care le au modelele similare se alege motorul autovehiculului de proiectat.

Coeficienii au urmtoarele formule:

Coeficientul de adaptabilitate: (3.15) Coeficientul de elasticitate: (3.16) ntre cei doi coeficienti exist relaia:

(3.17)

Pe baza acestor relaii se calculeaz coeficienii de adaptabilitate i de elasticitate pentru modelele similare din tabelul 1.1 i se introduc n tabelul 3.6 :

Tabel 3.6. Coeficientii de adaptibilitate si elasticitate ale modelelor similareModelCaCe

M1 1.1250.740

M2 1.2430.514

M3 1.275 0.450

M41.170 0.666

M5

Se vor adopta valorile medii ale modelelor similare si va rezulta Ce=0.6 si pentru respectarea formulei (3.17) Ca=1.2.Cunoscnd valorile celor 2 coeficieni se calculeaz valorile coeficienilor de form ai caracteristicilor motorului:

= =

=

= (3.18)Dup efectuarea calculelor va rezulta:

= = 0.75 = =0.75

=

= 1.25 = =1.25

Se adopt o valoare pentru mrimea raportat:

= (3.19) innd cont de valorile recomandate: = 0.9....1 pentru motor cu aprindere prin compresie, se adopt =0,95. Se calculeaz puterea maxim necesar motorului teoretic, din relaia (3.14),

Pmax = = (3.20) n care: = +2-3 (3.21)

Dup efectuarea calculelor va rezulta:

Pmax= = 280 kWPsp==0.044 kW/kg

Turatia de putere maxima se va adopta asemenea modelelor similare, care conform tabelulului 1.7 au o turatie de putere maxima intre 3000 si 3500 rot/min. Se va adopta turatia de putere maxima la 3000 rot/min. Toi parametrii necesari modelarii curbei de putere sunt cunoscui i relaia (3.12) poate fi utilizat n gama de valori ale turaiei,

n [ (3.22)

unde: - = 600 [rot/min]; - = = 3000 [rot/min]. Astfel rezult gama de valori ale turaiei motorului: n [ rot/min . Pentru modelarea curbei momentului se poate utiliza relaia de transformare,

M = 955.5 [daN m] (3.23) Cu ajutorul relatiei (3.12) se vor calcula puterile corespunzatoare fiecarei turatii, iar cu ajutorul relatiei (3.23) se vor calcula si momentele la aceste turatii. Valorile se vor centraliza in tabelul 3.7.

Tabel 3.7. Valorile puterii si momentului in functie de turatien [rot/min]P [kW]M [daN m]

6005689,18

90091,3596,98325

1200128,8102,557

1500166,25105,9013

1800201,6107,016

2100232,75105,9013

2400257,6102,557

2700274,0596,98325

300028089,18

Fig.3.6.Caracteristica de putere si de moment In Fig.3.6. se observa ca turatia de putere maxima, np, este de 3000 rot/min, momentul la puterea maxima, Mp, este de 89,19 daN m, iar turatia de moment maxim, nM, este de 1800 rot/min.Psp==0.044 kW/kg

3.4. Predeterminarea raportului transmisiei principale i0La schimbatoarele de viteza cu trei arbori, predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmitere al transmisiei principale(io) se face din conditia ca automobilul impus n tem s ating viteza maxim la deplasarea sa n treapta cea mai rapid a schimbatorului de viteze, aceasta fiind treapta de priz direct, iar la schimbatoarele de viteze cu doi arbori, treapta similar acesteia, cu raport de transmitere apropiat de unitate.Pentru calculul raportului de transmitere se va folosi relatia : = 0.377 [km/h] (3.24)Modelele similare sunt echipate cu schimbtor de viteze cu 3 arbori, iar astfel, se va adopta i pentru autocamionul ce trebuie proiectat un schimbtor de viteze asemntor, astfel nct raportul treaptei de priz direct va fi.Din relatia (3.24) va rezulta relatia (3.25):i0= 0.377 (3.25)unde:-raza de rulare rr=389.09 mm (calculata la subcapitolul 2.5)-= (3.26)- =0.95 (subcapitolul 3.3) ;-Vmax=140 km/h (din tema de proiect). Din relatia (3.26) rezulta : .Se introduce aceasta valoare in relatia (3.25) si va rezulta : i0 = 0.377 = 2.98

3.5 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze is1 din condiia urcrii pantei maxime impus prin tem Determinarea acestui raport se face prin punerea condiiei ca urcarea pantei maxime, pmax, s se fac cu vitez constanta, redus . Din bilanul de traciune se obine relaia :

= (3.27)

unde reprezinta rezistena specific maxim a drumului si se calculeaz cu relaia :

(0) cos pmax + sin pmax (3.28)

unde pmax = 28 (impusa prin tema de proiect) , iar (0) = 0. Astfel, din relatia (3.28) va rezulta: cos 28 + sin 28 = 0.469si introducand aceasta valoare in relatia (3.27) se va obtine = =4.022

Partea a II-aCAPITOLUL 4Studiul ethnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegerea variantei ce se va proiecta

4.1 Studiul tehnic al soluiilor cosntructive posibile pentru ambreiaj Transmiterea fluxului de putere i cuplului motor la transmisie i pentru pornirea din loc a automobilului se face printr-un organ care s ntrerup acest flux energetic. Acest rol este ndeplinit de ambreiaj. Ambreiajul este folosit pentru decuplarea temporar si brusca i pentru cuplarea progresiv a motorului cu transmisia. Necesitatea decuplarii motorului de transmisie poate fi in urmatoarele cazuri:in timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbtorului de vitez, la frnarea automobilului si la oprirea automobilului cu motorul pornit; Necesitatea cuplarii progresive a motorului cu transmisia poate fi n urmatoarele cazuri : la pornirea din loc a automobilului si dup schimbarea treptelor de vitez. Ambreiajul trebuie s ndeplineasc urmtoarele condiii pentru o functionare cat mai buna: s permit decuplarea rapid i complet a motorului de transmisie, pentru evitarea socurilor la schimbarea treptelor ; conducatorul automobilului trebuie sa depuna un minim de effort la decuplarea, fr o curs mare la pedal; s asigure o cuplare progresiv a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii brute a automobilului; n stare cuplat sa asigure o mbinare perfect ntre motor i transmisie; In funcie de principiul de funcionare, ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri: Ambreiaje mecanice (cu friciune), care sunt si cele mai raspandite, la care legtura dintre partea condus i cea conductoare se realizaez prin fora de frecare. Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje); Ambreiaje electromagnetice; Ambreiaje combinate.

Prile constructive ale ambreiajului sunt:

1. Partea conductoare partea montat pe volantul motorului, formata din : carcasa interioar a ambreiajului, placa de presiune, arcul de presiune.2. Partea condus partea care este n legtur direct cu arborele primar al schimbtorului de vitez si este formata din: discul condus al ambreiajului si arborele ambreiajului.3. Sistemul de acionare sau comand care cuprinde:

a)Sistemul interior de acionare format din: prghii de debreiere, inel de debreiere rulment de debreiere, furca ambreiajului.

b)Sistemul exterior de acionare care poate fi de tip: neautomat cu acionare mecanic sau hidraulic; neautomat cu servamecanism de tip hidraulic, pneumatic, electric; sau automate.

Pe automobile, cele mai folosite i rspndite tipuri de ambreiaje pentru sunt ambreiajele mecanice cu arcuri periferice, cu arc diafragm i ambreiaje cu arc central. Pentru deciderea tipului de ambreiaj ce va echipa autocamionul de proiectat, se vor analiza modele similare din punct de vedere al tipului de ambreiaj cu care au fost echipate. 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.

Fig. 4.1 Seciune transversal prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice. [2]

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.

In Fig.4.1 este prezentat ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice. Acest tip de ambreiaj este ntalnit att la autocamioane ct i la autoturisme. Este rspndit datorit simplitii constructive i a greutii reduse.(fig. 4.1) 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

Fig. 4.2 Seciune transversal prin ambreiajul monodisc cu arc central [2]

1-flan arbore cotit; 2-buc de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcasambreiaj; 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.

Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central tip diafragm prezentat in fig.4.2 este foarte raspandit pe automobile deoarece 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

Proiectarea ambreiajului pentru autocamion, se va face in funcie de tipurile de ambreiaj folosite la modelele similare. Astfel, n tabelul 4.1 sunt prezentate tipurile de ambreiaj folosite la modele similare.

Tabel.4.1 Tipurile de ambreiaj pentru modele similare aleseModelTip ambreiaj

M1monodisc uscat, arc tip diafragm

M2monodisc uscat, hidraulic, arc diafragm

M3monodisc uscat, arc tip diafragma

M4monodisc uscat, 395 mm diametru

M5monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm

4.2 Alegerea variantei constructive ce se va proiecta

Din tabelul 4.1 observam c tendina n ceea ce privete tipul de ambreiaj ce echipeaza modelele similare de autocamioane este ambreiajul monodisc uscat. Ambreiajul monodisc uscat cu arc tip diafragm, va fi ales ca solutie constructiva si pentru autocamionul ce trebuie proiectat pentru ca est simplu din punct de vedere constructiv, are un cost sczut de fabricatie si intretinere, un randament ridicat si poate transmite momente foarte mari ce sunt prezente la autocamionul ce trebuie proiectat.

CAPITOLUL 5Calculul i proiectarea ambreiajului

5.1. Calculul de dimensionare i verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului Discul condus, atunci cand se afla in starea cuplata, este legat cinematic de restul transmisie prin intermediul arborelui ambreiajului, amplasat ntre volant i placa de presiune ce este apsat de arcul diafragm. Transmiterea momentului motor la schimbtorul de viteze, este facuta de abreiaj, acest moment depinzand de: coeficientul de frecare dintre suprafeele de contact, presiunea de contact, numrul suprafeelor de contact si de diametrul discului condus;

La dimensionarea discului ambreiaj se adopt un moment mai mare dect momentul maxim al motorului, numit moment de calcul al ambreiajului, deoarece ambreiajul trebuie s transmit momentul i n cazul uzurii suprafeelor de frecare. Momentul de calcul al ambreiajului se calculeaza cu relatia:

(5.1)

unde se alege n funcie de tipul i destinaia automobilului.

Pentru automobilul de proiectat coeficientul este cuprins ntre 1.62. Se alege =1.6.Din relatia (5.1) obtinem:

Pentru aflarea diametrului garniturii de frecare a ambreiajului se foloseste relatia :

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

Din relatia (5.2) obtinem D= = 196,542 mm98.27 mm (5.3)

Tabel 5.1.Dimensiunile garniturilor de frecare conform STAS 7792-83De[mm]150160180200225250280300305310325350

Di [mm]100110125130150155165165165175185195

g2.53.52.53.53.53.53.53.53.53.53.53.5; 4.03.5; 4.03.5; 4.0

Conform tabelului 5.1 e adopt Re=112.5 mm i Ri=75 mm.

Raza medie se calculeaza cu relatia: (5.4) Astfel, obtinem Rm= = 95 mm.

Fora de apsare, pe discul condus , se calculeaza cu relatia:

(5.5)Astfel, se obtine F= = 3003 N = 300.3 daN.

Momentul de frecare al ambreiajului se calculeaza cu relatia: Ma= *F*i (5.6) Din relatia (5.6) se obtine Ma= = 17111,4Ma=171.114 daNm.

Atunci presiunea p0 este: (5.7)

Momentul rezistent la pornirea din loc redus la arborele ambreiajului este dat de relaia:

(5.8)

unde : coeficientul de rezistent specific a drumului =f+pmax=0.01611+0.28=0.29611; raportul de transmitere al transmisiei formate din transmisia principal i prima treapt a schimbtorului de vitez i=is1*i0=4.06*2.98=12.09 randamentul transmisiei t=0.9; greutatea remorcii se consider Gr=0.

Aria suprafeelor de frecare este: (5.9)

Ambreiajul se consider corect dimensionat dac momentul de calcul (5.1) este egal cu momentul definit de relaia: (5.10) 171.2 daNm

Lucrul mecanic de frecare este dat de relaia: (5.11)unde: n - turaia motorului la pornire se consider 600 rot/min; k coeficient de cretere al momentului n timpul cuplrii se consider 30..50 daNm/s; =f*pmax=0.29611;Pentru ambreiajul de calculat se consider: n=600 rot/min; k=40 daNm/s;

Deci lucrul mecanic de frecare este:

L=30103 J

Lucrul mecanic specific este: (5.12)

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

(5.13) 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 din (5.13) :

Pentru automobile

5.2.Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului

5.2.1.Calculul arcului central de tip diafragma

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 :

(5.14)

n prghiii momentul ncovoietor M2 i fora tietoare T2 :

(5.15)

Constructiv se adopt urmtoarele dimensiuni: diametrul exterior al arcului d1=200 mm; diametrul interior d3=0.2*d1=0.2*200=40 mm; numrul de prghii z=18; diametrul de aezare d2=0.7*d1=0.7*200=140 mm; grosimea arcului s=2 mm;

Rezult din relatia (5.14) M1=iar din (5.15) rezulta 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:

(5.16)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;

(5.17)

(5.18)

(5.19) Astfel, 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: (5.20)

(5.21)

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=8.33+9.79=18.12 mmPentru trasarea caracteristicii de deformatie a arcului in timpul cuplarii, f va varia de la 0 pana la 1.7*h. Datele se vor centraliza n tabelul 5.2, si se va trasa caracteristica elastica a arcului, unde:

(5.22)Tabel 5.2.Caracteristica de deformatie a arcului in timpul cuplarii

f[mm]F[N]

00

0,51212,375

12102,246

1,52705,447

23057,812

2,53195,174

33153,368

3,52968,227

42675,585

4,52311,276

51911,132

5,51510,989

61146,679

6,5854,0373

7668,8963

7,5627,0903

8764,4529

8,51116,818

Fig.5.1.Caracteristica de deformatie a arcului in timpul cuplarii

5.2.2. Calculul discului de presiune

Discul de presiune reprezinta partea din ambreiaj ce preia forta de presiune de la elementele elastice si o distribuie uniform pe suprafata de frecare. Acesta face parte din partea conducatoare si are rolul de a transmite momentul catre partea codusa. Acesta mai are si rolul de a prelua caldura rezultata din lucru mecanic de frecare in urma patinarii ambreiajului.Pentru predimensionare se considera un corp cilindric, iar dimensiunile se aleg in functie de dimensiunile discului condus (De = 225 mm ; Di = 150 mm), astfel: Raza exterioara Raza interioara Grosimea discului se determina din conditia de evacuare a caldurii produse prin patinarea ambreiajului. Astfel: (5.23)

Unde: L lucru mecanic pierdut prin frecare L = J - masa specifica a discului de presiune - cresterea de temperatura - caldura specifica a materialului c = 500 J/k fractiunea din caldura degajata prin lucru mecanic ce contribuie la incalzirea piesei .

Astfel, din relatia (5.23) rezulta hDP=

Pentru siguranta vom adopta . 5.2.3.Calculul discului condus

Discul condus reprezinta partea ambreiajului ce preia momentul de la discul de presiune si il transmite catre arborele primar al schimbatorului de viteze. Pe acesta se monteaza garniturile de friciune prin nituri. De asemenea, pentru a amortiza socurile din transmisie, acesta are nevoie de o separare elastica, ce transforma socurile in oscilatii, pe care mai apoi le amortizeaza. Astfel, pe langa rolul de suport pentru Garniturile de frictiune, acesta are si rol de amortizare.Calculul discului condus se face verificand canelurile butucului, a niturilor de fixare a discului pe butuc si a celor de fixare a garniturii de frecare si calculul arcurilor elementului elastic suplimentar.

5.2.3.1.Verificarea canelurilor butucului

Canelurile butucului se verifica la forfecare si la strivire.

Verificarea la strivire: (5.24)

Unde adoptam din STAS- z numarul de caneluri z = 27 caneluri - l lungimea canelurilor se recomanda egala cu di l =30 mm - h inaltimea canelurilor h = 2 mm - di - diametrul de fund ale canelurilor di = 30 mm - de diametrul exterior al canelurilor de = 25 mm

Astfel,

Verificarea la forfecare: (5.25)

Unde b reprezinta latimea canelurii b = 2 mm

Rezultatele se incadreaza in limitele admise in literatura de specialitate.

5.2.3.2.Calculul elementului elastic

Acest calcul se face punand conditia ca momentul Me care comprima arcurile pana la opritori sa fie, in general egal cu momentul generat de forta de aderenta ale rotilor motoare ale automobilelor, corespunzator unui coeficient de aderenta de 0,8.

Fig.5.2.Parametrii constructivi pentru elementul elastic suplimentar

(5.26)Unde m*G reprezinta sarcina dinamica ce revine puntii motoare si este egala cu 11500 Nm.

Forta ce solicita un arc este data de relatia: (5.27) unde adoptam arcuri, dispuse la = 55 mm.

Capetele arcurilor se spijina in ferestre executate in disc si in butuc. Lungimea ferestrei lf se face mai mica cu 15..20% , astfel incat la montare arcurile se pretensioneaza.Pentru dimensiunile ferestrelor se recomanda urmatoarele dimensiuni: lf=25..27 mm, Re = 40..80 mm, a=1.4..1.6 mm, inclinarea capetelor 1..1.5.

5.3.Calculul elementelor de fixare si ghidare

In timpul rotatiei, discul de presiune este solidar cu volantul motorului, avand in acelasi timp posibilitatea deplasarii axiale. Aceasta legatura dintre volant si discul de presiune se face, prin intermediul carcasei ambreiajului. In general, in cazul ambreiajelor monodisc, discul de presiune se verifica la strivirea suprafetelor de legatura si carcasa.

Fig.5.3. Dimensiunile principale ale reazemului

Vom alege solutia in care legatura dintre discul de presiune si volant se face prin intermediul unor reazeme, conform figurii alaturate.

Presiunea specifica de strivire se determina cu relatia:

(5.28)

Unde: z numarul de reazemeR raza cercului pe care se afla reazemele :R=(Re+Ri)/2 (5.29)R=(117.5+72.5)/2 = 95 mm A aria de strivireAria de strivire se poate determina din egalitatea de strivire maximas= = 12 Mpa (5.30)

deci A= = 37.54 mm2 si se adopta A=40 mm2.

5.4.Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului

Sistemul de actionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobile deoarece, fata de sistemulde actionare mecanic, prezinta o serie de mai multe avantaje, cum ar fi:- limiteaza viteza de plasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajului si prin aceasta incarcarile transmisiei;- randament ridicat;- posibilitatea dispunerii n locul dorit fara complicatii constructive.Un tip de sistem de actionare hidraulic este prezentat n figura 5.4.

Fig.5.4 Sistem de actionare hidraulic al ambreiajului [2]

Fiind un sistem de actionare hidraulic cu doua pistoane, unul de actionare si unul receptor , aplicam principiului lui Pascal:

(5.31)

Forta este forta de la receptor si se determina plecand de la forta de apasare necesara a discurilor F.

(5.32)Forta depinde de forta la pedala, astfel (5.33)

Din (5.32) si (5.33) resiese ca (5.34) unde reprezinta raportul de transmitere mecanic respectiv hidraulic.

Cunoscand cursa totala a mansonului rulmentului de presiune, se determina cursa cilindruluireceptor cu relatia: (5.35) n care (5.36)unde:- e cursa libera a mansonului ;- reprezinta jocul ce trebuie realizat intre fiecare pereche de suprafete de frecare pentru o decuplare completa a ambreiajului;- raportul de transmitere al parghiilor de debreiere;- i numarul suprfetelor de frecare.Se adopta , , astfel: Cunoscand cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ n cilindrul receptor: (5.37)Cum a fost determinat, mai ramane de dimensionat diametru cilindrului receptor. Vom adopta .

Facem ipoteza simplificatoare: , atunci cursa cilindrului pompei centrale este:

Cursa totala a pedalei este < 180 mm

Forta la pedala va fi: < 15 daN

Unde am considerat .

Lista bibliografica [1] Andreescu, Cr. Dinamica autovehiculelor I, Notite de curs, an univ.2014-2015, U.P.B., Fac.Transporturi ; [2] Oprean, M - Transmisii de autovehicule, Notite de curs, an univ.2014-2015, U.P.B., Fac.Transporturi ; [3] Mateescu, V. Compunerea, organizarea si propulsia automobilelor, Litografia U.P.B. 1997 ; [4] Tabacu, St. s.a.- Dinamica autovehiculelor, Indrumar de proiectare, Ed.Universitatii Pitesti, 2004 ; [5] Stoiescu, A - Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale Automobilelor, Ed.Tehnica, Bucuresti, 2007 ; [6] ********** - www.auto-data.net ; [7] ********** - www.motorshout.com ; [8] ********** - www.autovit.ro ; [9] ********** - www.atn.co.za ;[10] ********** - www.ahg.com.au ;[11] ********** - www.amacoint.com ;[12] ********** - www.rabbitsvechiclehire.co.uk ;[13] ********** - http://www.e365.ro/ ;[14] ********** - http://www.anvelopeweb.ro

CuprinsPartea I Pagina1.Analiza particularitatilor si principalelor caracteristici dimensionale, masice si energetice ale modelelor similare.41.1. Alegerea unor modele similare cu cel impus in tema de proiect.41.2.Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare...41.3 Analiza princilalilor parametrii dimensionali exteriori..51.3.1. Dimensiuni de gabarit..61.3.2. Dimensiuni ce reflecta organizarea autocamionului71.3.3.Dimensiuni ce reflecta capacitatea de trecere81.4. Analiza principalilor parametrii masici...81.5.Analiza principalilor parametrii energetici.91.6.Analiza modelului de automobil ce se va proiecta conform temei.102.Studiul organizarii generale si formei constructive pentru autocamionul propus112.1.Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali, masici ai autocamionului, precum si a subansamblurilor acestuia.112.1.1.Prederterminarea principalelor dimensiuni exterioare.112.1.2.Prederterminarea principalilor parametrii masici122.1.3.Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici ale principalelor subansamble componente ale autocamionului132.2.Determinarea formei si a dimensiunilor spaiului util152.2.1 Predeterminarea formei i a dimensiunilor postului de conducere.152.2.2. Predeterminarea formei i a dimensiunilor cabinei..182.2.3. Predeterminarea formei i a dimensiunilor spatiului de marfa.192.3.Intocmirea schitei de organizare generala202.4.Determinarea pozitiei centrului de masa al autocamionului212.5.Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora.243.Studiul rezistentelor la inaintare ale automobilului. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului. Predeterminarea raporutului de transmitere al transmisiei principale i a primei trepte a schimbtorului de vitez273.1.Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare..273.1.1.Deterninarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor.273.1.2.Determinarea ariei seciunii transversale maxime a autocamionului283.1.3.Determinarea coeficientului de rezisten a aerului293.1.4.Determinarea randamentului transmisiei..293.2.Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare, n funcie de vitez i pemtru diferite condiii de deplasare.303.3. Predeterminarea caracteristicii la sarcin total a motorului din condiia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autocamionului n palier.343.4. Predeterminarea raportului transmisiei principale i0..393.5 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze is1 din condiia urcrii pantei maxime impus prin tem.40Partea a II-a4. Studiul ethnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegerea variantei ce se va proiecta..414.1 Studiul tehnic al soluiilor cosntructive posibile pentru ambreiaj.414.2 Alegerea variantei constructive ce se va proiecta...................................................445. Calculul i proiectarea ambreiajului.455.1. Calculul de dimensionare i verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.455.2.Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului........................485.2.1.Calculul arcului central de tip diafragma..............................................................485.2.2. Calculul discului de presiune.515.2.3.Calculul discului condus.525.2.3.1.Verificarea canelurilor butucului.525.2.3.2.Calculul elementului elastic535.3.Calculul elementelor de fixare si ghidare...545.4.Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului.55Lista Bibliografica57