proiect automobile 1

103
Universitatea Politehnica Bucuresti Facultatea Transporturi Specializarea Autovehicule Rutiere Automobile I - proiect- Indrumator: S.l. Dr. Ing. Popa Laurentiu 1

Upload: eduard-gabriel-raduta

Post on 04-Dec-2015

377 views

Category:

Documents


9 download

DESCRIPTION

Proiect Auto 1 Camion 6x2

TRANSCRIPT

Universitatea Politehnica Bucuresti

Facultatea Transporturi

Specializarea Autovehicule Rutiere

Automobile I -proiect-

Indrumator: S.l. Dr. Ing. Popa Laurentiu

Student:Greere Ion Cristian

Grupa : 8304 A

Anul: III

2014

Cuprins

1

Tema de proiect.................................................................................................................................................................4

Capitolul 1.Analiza modelelor similare............................................................................................................................51.1 Alegerea modelelor similare..........................................................................................................................................51.2 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare.........................................................................................81.3 Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori ai modelelor similare...................................................................91.4 Analiza principalilor parametri masici ai modelelor similare........................................................................................121.5 Analiza principalilor parametri energetici ai modelelor similare...................................................................................131.6 Stabilirea modelului de autocamion ce se va proiecta.................................................................................................15

Capitolul 2.Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru autovehicul..............................................162.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai autocamionului precum si a subansamblurilor acestuia.......................................................................................................................................................................16 2.1.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori...............................................................16 2.1.2 Predeterminarea principalilor parametri masici......................................................................................20 2.1.3 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai principalelor subansambluri ce compun autovehiculul..............................................................................................................................212.2 Predeterminarea formei si spatiului util........................................................................................................................242.3 Intocmirea schitei de organizare generala...................................................................................................................272.4 Determinarea pozitiei centrului de masa al autocamionului........................................................................................282.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora.............................................................................................32

Capitolul 3.Studiul rezistentelor la inaintarea autocamionului de proiectat si al puterilor corespunzatoare, in diferite conditii de deplasare...................................................................................................................34

3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare.....................................................................343.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilorcorespunzatoare, in functie de viteza autovehiculului................37

Capitolul 4.Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului.Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tema......................................................................................................................41 4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasrea autocamionului in palier..............................................................................................................................41

4.2 Alegerea motorului şi prezentarea caracteristicii sale la sarcină totală.......................................................................45

Capitolul 5.Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbatorului de viteze............................................................................................................................46 5.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale...................................................465.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze (is1).......................................49 5.2.1 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze din conditia de panta maxima impusa in tema.........................................................................................................49

5.2.2 Deteminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze din conditia de viteza minima stabilita......................................................................................................................50 5.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreajului,la pornirea de pe loc................................................................................................................................................51

Capitolul 6.Calculul si proiectarea ambreiajului...........................................................................................................526.1 Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta....................52

2

6.1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelor mecanice....................................52 6.1.2 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelor mecanice....................................53 6.1.3 Alegerea variantei constructive ce se va proiecta.................................................................................546.2 Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.........................................................546.3 Calculul şi proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare şi ghidare)..........................................................................................................58 6.3.1 Calculul arcului cilindric elicoidal periferic..............................................................................................58 6.3.2 Calculul discului de presiune.................................................................................................................61 6.3.3 Calculul arborelui ambreiajului...............................................................................................................61 6.3.4 Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc.................................................................63 6.3.5 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar..................................................................................64 6.3.6 Calculul elementelor de fixare şi ghidare...............................................................................................666.4 Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului...................................................................................67

Bibliografie.......................................................................................................................................................................70

Tema de proiect

Sa se efectueze proiectarea generala, functionala privind dinamica tractiunii si ambreiajului pentru un automobile avand urmatoarele caracteristci: -tipul automobilului: autocamion -caroseria: autocamion rigid

3

-numar de persoane(locuri): 2 -masa unitara: 9500 kg -viteza maxima in palier: 120 km/h -panta maxima: 34% -alte particularitati: echipat cu MAC,tip tractiune: 4x2

Proiectul va cuprinde doua parti: A: Memoriu tehnic justificativ B: Materialul grafic

A: Memoriul tehnic justificativ va cuprinde:

1. Alegerea unui numar adecvat de modele similare, analiza particularitatilor constructive,a principalelor caracteristici constructive si a principalelor caracteristici dimensionale,masice si energetice.Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta conform cerintelor temei.2. Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai automobilului de proiectat,precum si a subansamblelor acestuia.3. Predimensionarea formei si a dimensiunilor spatiului util,inclusiv a interiorului postului de conducere.4. Intocmirea schitei de organizare generala a automobilului de proiectat.5. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului,atat la sarcina utila nula,cat si la sarcina utila maxima constructiva.Determinarea incarcarilor la punti si a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere si stabilitate longitudinala a automobilului in stransa legatura cu panta maxima impusa de tema.6. Alegerea anvelopelor si a jantelor.7. Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversale maxime si a randamentului transmisiei.8. Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza automobilului.9. Predeterminarea caracteristicilor de turatie la sarcina totala a motorului din conditia de viteza maxima in palier, alegerea motorului si precizarea principalilor parametrii ai motorului ales.10. Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale,determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze.

B: Materialul grafic va cuprinde:

1. Schita de organizare generala a automobilului.2. Desen de ansamblu sumar al automobilului in trei vederi(desen tehnic).3. Reprezentara grafica pentru: -variatia rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza; -caracteristica de turatie la sarcina totala a motorului teoretic; -caracteristica de turatie la sarcina totala relative pentru doua motoare similare si pentru motorul teoretic; -caracteristica de turatie la sarcina totala a motorului ales; -caracteristica de definitivare a raportului de transmitere al transmisiei princpale;

Capitolul 1.Analiza modelelor similare

1.1 Alegerea modelelor similare

Pentru a proeicta un nou autovehicul,este necesara studierea pietei deja existente si compararea unui numar de modele similare(7 in cazul de fata) de la diversi producatori de autocamioane pentru a stabili principalele caracteristici ale autocamionului ce va fi proiectat.

4

Modelele similare alese pentru analiza sunt:Mercedes-Benz Atego 1318,Renault D 13,Iveco Eurocargo 140E,MAN TGL,DAF LF 55,Volkswagen Constellation 15-180 si Volvo FL.

1.Mercedes-Benz Atego 1318:primul autocamion studiat dintre cele propuse pentru analiza este modelul Atego 1318(figura 1.1) produs de Mercedes-Benz. Numarul de locuri in cabina este de 2,similar cu cel cerut in tema de proiect.Viteza maxima atinsa de acest autocamion este de 120 km/h.Tipul de caroserie specific pentru acest tip de vehicule este „autocamion rigid”.De asemenea masa utila de 9.009 kg(valoare apropiata de cea ceruta-9500 kg), motorul de tip diesel(OM 904 LA),dar si tractiunea 4x2 sunt apropiate de cerintele din tema deproiect.

2.Renault D 13:al doilea model de autocamion propus pentru analiza este D 13(figura 1.2),produs de Renault.Ca si in tema de proiect, numarul locurilor disponibile in cabina pentru acest model este de 2,caroseria este de tip „autocamion rigid”,motorul este de tip diesel(DTI 5), tractiunea este 4x2,iar masa utila este de 10.000 kg.Viteza maxima atinsa de acest model de autocamion este de 160 km/h.

Figura 1.2-Reanult D 13

3.Iveco Eurocargo 140 E:al treilea model de autocamion propus pentru studiu este Eurocargo 140 E(figura 1.3),produs de Iveco.Pentru acest model sunt disponibile 2 locuri in cabina.Motorul este de tip diesel (F4AE3481A*S), tractiunea este de tip 4x2,caroseria este de tip „autocamion rigid”,masa utila este de 10.000 kg,iar viteza maxima ce o poate atinge aceste autocamion este de 130 km/h.De asemnea,aceste caracteristici corespund cerintelor din tema de proiect.

4.MAN TGL:al patrulea model de autocamion analizat este TGL(figura 1.4), produs de MAN,vehicul cu tractiune 4x2,viteza maxima fiind de 125 km/h.Tipul de caroserie specific acestui autocamion este „autocamion rigid”.Motorul este diesel(D0834 LFL64),numarul de locuri in cabina este de 2,iar masa utila este de 8220 kg.Aceste specificatii ale autocamionului MAN TGL se incadreaza in cerintele temei de proiect.

5

Figura 1.2-Renault D 13 ▲

Figura 1.1-Mercedes-Benz Atego 1318

MAN TGL ▲

Figura 1.4-MAN TGL

5.DAF LF 55:al cincilea autocamion studiat este modelul LF 55(figura 1.5) produs de DAF,de asemnea cu tractiune 4x2.Tipul de caroserie specific acestui autocamion este „autocamion rigid”,viteza maxima atinsa fiind de 120 km/h.Acest model este prevazut cu 2 locuri disponibile in cabina,motorul este diesel(FR136),iar masa utila este de 9734 kg.Aceste caracteristici,fac ca DAF LF 55 sa se incadreze in cerintele temei de proiect.

6

6.Volkswagen Constellation 15-180:penultimul autocamion analizat este Constellation 15-180(figura 1.6),produs de Volkswagen.Acest model dispune de 2 locuri in cabina, motorul fiind diesel(MWM 4.12 TCE).Sarcina utila pentru acest autocamion este de 10625 kg.De asemnea, caroseria este tip „autocamion rigid”,iar tractiunea este de tip 4x2.Viteza maxima atinsa este de 125 km/h.Si acest autocamion se incadreaza in cerintele temei de proiect.

7.Volvo FL:ultimul autocamion studiat este modelul FL (figura 1.7)produs de Volvo.Caroseria este de tip „autocamion rigid”, dispune de 2 locuri in cabina,motorul este diesel(D8K), tractiunea este 4x2,iar viteza maxima este de 125 km/h. Sarcina utila prevazuta de constructor pentru acest autocamion este de 9416 kg.Si acest ultim vehicul analizat se incadreaza in cerintele temei de proiect.

Nr. crt. Cod Producator si

model Motor Tip tractiune

Tip caroserie

Nr. Persoane

Masa utila [kg]

Viteza maxima [km/h]

1 C1 Mercedes-Benz Atego 1318

Diesel(OM 904 LA) 4 X 2 Autocamion

rigid 2 9009 120

2 C2 Renault D 13 Diesel(DTI 5) 4 X 2 Autocamion

rigid 2 9258 160

3 C3 Iveco Eurocargo 140E

Diesel(F4AE3481A*S) 4 X 2 Autocamion

rigid 2 9728 130

4 C4 MAN TGL Diesel(D0834 LFL65) 4 X 2 Autocamion

rigid 2 8220 125

5 C5 DAF FA LF55 Diesel(FR 136) 4 X 2 Autocamion

rigid 2 9734 120

6 C6 Volkswagen Constellation 15-180

Diesel(MWM 4.12 TCE) 4 X 2 Autocamion

rigid 2 10625 125

7 C7 Volvo FL Diesel(D8K) 4 X 2 Autocamion

rigid 2 9416 125

Tabel 1.1-Principalii parametrii ai modelelor similare,in concordanta cu cerintele temei de proiect

Se observa din tabelul 1 ca tipul de tractiune(4x2),tipul de caroserie(autocamion rigid) si numarul locurilor disponibile in cabina(2) sunt aceleasi pentru toate cele 7 modele analizate.Masa utila variaza intre valoarea de 8220 kg si 10625 kg(figura 1.8),media acestui parametru fiind de 9427 kg,iar viteza maxima intre 120 km/h si 160 km/h(figura 1.9).Valoarea medie a vitezei maxime este de 130km/h.

7

Figura 1.6-Volkswagen Constellation 15-180Figura 1.7-Volvo FL

Figura 1.8-Variatia masei modelelor similare Figura 1.9-Variatia vitezei maxime pentru modelele similare

1.2 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare

In acest subcapitol se vor studia prinicipalele particularitati constructive ale modelelor similare cum ar fi:tipul transmisiei,al instalatiei de racire,al mecanismului de franare,al suspensiei,al sistemului electric precum si capacitatea rezervorului,formula pneurilor ori a jantelor,deoarece de aceste particularitati se va tine cont in proiectarea ulterioara a autocamionului.

Nr. Crt. Model Tip Transmisie Tip Instalatie

de RacireMecanism de

franare Suspensie Sistem electric Rezervor Pneuri Jante

1Mercedes-Benz Atego

1318

Mecanica, sincronizata cu

6+1 trepte. Optional cutie

automata (ALLISON 3000P)

Racire cu lichid

Pneumatic cu 2 circuite. Frâne disc pe toate roţile. ABS +

EBL. Frână de motor.

Mecanica:arcuri cu foi parabolice.

Amortizoare telescopice.

Bara stabilizatoare.

Alternator: 70 ABaterii: 2x 110

Ah180 l 11.00 R

22.56.75 x 22.5

2 Renault D 13

Mecanica, sincronizata cu 6+1 trepte(ZF

6S1000). Optional cutie automata

(ALLISON 3200P)

Racire cu lichid

Pneumatic cu 2 circuite. Frâne disc pe toate roţile. ABS + EBS + ESC.

Frână de motor.

Mecanica:arcuri cu foi parabolice.

Amortizoare telescopice.

Bara stabilizatoare.

Alternator: 130 ABaterii: 2x 170

Ah215 l 245/70 R

17.56,75 x 17,5

3Iveco

Eurocargo 140 E

Mecanica sincronizata, 6+1

trepte(G56-6), optional cutie de viteze automata

Racire cu lichid,

Ventilator cu vasco-cuplu

Pneumatic cu 2 circuite. Frâne disc pe toate roţile. ABS +

EBL. Frână de motor.

Mecanica / Pneumatica:Arcuri cu foi parabolice/2

perne de aer.Amortizoare telescopice.Bara

stabilizatoare.

Alternator: 70 ABaterii: 2x 110

Ah115 l 285/70 R

19.56.75 x 19.5

4 MAN TGL Mecanica sincronizata, 6+1

Racire cu lichid

Pneumatic cu 2 circuite. Frâne

Mecanica:arcuri cu foi parabolice.

Alternator: 80 ABaterii: 2x 88 Ah 150 l 235/75 R

17.56.75 x 17.5

8

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C70

2000

4000

6000

8000

10000

12000

Mas

a ut

ila[kg

]

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C70

20

40

60

80

100

120

140

160

180

Vite

za m

axim

a[km

/h]

trepte(6S800 OD), optional cutie de viteze

automata (6AS800 OD)

disc pe toate roţile. ABS +

EBS. Frână de motor.

Amortizoare telescopice.

Bara stabilizatoare.

5 DAF FA LF55

Mecanica sincronizata, 6+1

trepte

Racire cu lichid

Pneumatic cu 2 circuite.Frana pe

disc(discuri ventilate). ABS + EBS. Frână de

motor.

Mecanica:arcuri cu foi parabolice

Amortizoare telescopice

Bara stabilizatoare

Alternator: 100 ABaterii: 2x 125

Ah150 l 285/70 R

19.57.5 x 19.5

6Volkswagen Constellation

15-180

Mecanica sincronizata, 5+1 trepte(Eaton - FS

4205 A)

Racire cu lichid

Pneumatic cu 2 circuite.Frana pe tambur.Frana de

motor.

Mecanica:arcuri semieliptice.Amortizoare telescopice.

Bara stabilizatoare.

Alternator: 80 ABaterii: 2x 100

Ah275 l 275/80 R

22.57.5 x 22.5

7 Volvo FL

Mecanica sincronizata, 6+1 trepte(ZTO1006).

Optional cutie automata

(ATO1056)

Racire cu lichid

Pneumatic cu 2 circuite.Frana disc(discuri ventilate)

ABS+EBS.Frana de motor.

Mecanica:arcuri cu foi parabolice.

Amortizoare telescopice.

Bara stabilizatoare.

Alternator: 80 ABaterii: 2x 120

Ah215 l 265/70 R

19.56.75 x 19.5

Tabel 1.2-Principalele particularitati constructive ale modelelor similare

Din tabelul 1.2,in privinta transmisiei se obeserva ca majoritatea autocamioanelor sunt echipate standard cu o cutie manuala de viteze cu 6+1 trepte,iar optional pot fi dotate si cu cutii de viteze automate.Toate motoarele modelelor similare sunt racite cu lichid,iar sistemul de franare este de tip pneumatic cu 2 circuite.Majoritatea autocamionelor

sunt echipate cu frana pe disc(discurile fiind ventilate),iar unul singur este prevazut cu frana pe tambur.De asemnea,se observa ca toate modelele similare au suspensii mecanice(arcuri cu foi parabolice),amortizoare telescopice si bara stabilizatoare.In ceea ce priveste sistemul electric, autocamioanele au alternatoare de la 70A pana la 130A,iar capacitatea bateriilor(2 pentru fiecare model) variaza intre 2x88 Ah si 2x170 Ah.Capacitatea rezervorului variaza intre 115 l si 275 l(figura 1.10).In ceea ce priveste pneurile se observa ca sunt preferate cele cu constructie radiala cu un diametru al jantei cevariaza intre 17.5 inch si 22.5 inch.

1.3 Analiza principalilor parametri dimenisionali exteriori ai modelelor similare

Parametrii ce definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare fac referire la dimensiunile de gabarit,de organizare sau dimensiuni ce indica capacitatea de trecere.Dimensiunile de gabarit sunt:lungimea totala(La),latimea totala(la) si inaltimea totala(Ha).Parametrii ce reflecta organizarea autovehiculului sunt: ampatamentul(A),ecartamentul fata(E1),ecartamentul spate(E2),consola fata(C1) si consola spate(C2).Dimensiunile ce reflecta capacitatea de trece a autovehiculului sunt reprezentate de:garda la sol(hs),unghiul de atac si unghiul de degajare. Toti acesti parametrii au fost analizati pentru modelele similare alese si centralizati in tabelul de mai jos pentru fiecare model in parte.

9

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C70

50

100

150

200

250

300

Capa

citat

e re

zerv

or[l]

Figura 1.10-Capacitatea rezervorului pentru modelele similare

Figura 1.11-Parametrii dimensionali exteriori

Nr. crt.

Producator si model

Dimensiuni de gabarit Dimensiuni de organizare Dimensiuni ce indica cap de trecere

Lungime totala (La) [mm]

Latime totala (la)

[mm]

Inaltime totala (Ha) [mm]

Ampatament (A)

[mm]

Ecartament (E)

[mm]

Consola [mm] Garda la sol Unghi de atac [°]

Unghi de degajare

[°]fata (C1)

spate (C2)

(hs) [mm]

1 Mercedes-Benz Atego 1318 7485 2323 2557 4220 Fata:1949

Spate:1762 1380 1885 233 15 12

2 Renault D 13 8434 2366 2886 4400 Fata:2050 Spate:1734 1394 2465 243 18 14

3 Iveco Eurocargo 140E 7602 2200 2574 4185 Fata:1835

Spate:1680 1272 2145 202 18 15

4 MAN TGL 7180 2300 2545 4850 Fata:2029 Spate:1794 1293 2675 212 16 11

5 DAF FA LF55 7800 2350 2710 4200 Fata:2035 Spate:1750 1330 2270 219 20 17

6Volkswagen

Constellation 15-180

8029 2510 2944 4340 Fata:2105 Spate:1835 1511 2134 215 17 12

7 Volvo FL 7506 2100 2804 4100 Fata:1845 Spate:1600 1321 2085 225 15 13

Tabel 1.3-Parametrii dimensionali exteriori ai modelelor similare[3]

Analizand tabelul 1.3 se poate constata ca valoarea cea mai mare a primei marimi ce tine de dimensiunile de gabarit,lungimea,este la modelul D13 produs de Renault(La=8434 mm),iar cea mai mica (La=7180 mm) este la modelul TGL produs de MAN. Valoarea medie a lungimii modelelor similare alese este de 7720 mm.Toate valorile se distribuie uniform pe intreg intervalul. In ceea ce priveste latimea,cea mai mare valoare a acesteia(la=2510 mm) este la Modelul Volkswagen Constellation 15-180,iar valoarea minima(la=2100 mm) se regaseste la modelul Volvo FL,valorile intermediare distribuindu-se uniform pe intreg intervalul. Valoarea medie a latimii modelelor similare alese este de 2307 mm. In privinta inaltimii,cea mai mare valoare a acesteia este la modelul Volkswagen Constellation 15-180(ha=2944

10

mm), in timp ce cea mai mica valoare a acestui paramaetru este la modelul MAN TGL(ha=2545 mm),iar valorile intermediare se distribuie uniform pe intreg intervalul. Valoarea medie a inaltimii pentru modelele similare alese este de 2717 mm. Figura 1.12-Variatia dimensiunilor de gabarit pentru modelele similare alese

Primul parametru din cadrul dimensiunilor de organizare a autocamionului este ampatamentul,caracteristica ce variaza de la valoarea minima de 4100 mm(Volvo FL) la valoarea maxima de 4850 mm(MAN TGL).Valoarea medie a ampatamentului este de 4328 mm.Valorile intermediare se distribuie uniform pe intreg intervalul. Ecartamentul fata are valoarea maxima de 2105 mm(Volkswagen Constellation 15-180),valoarea mimima de 1835 mm(Iveco Eurocargo 140E),iar media valorilor pentru acest parametru este de 1969 mm.Ecartamentul spate variaza de la valoarea maxima de 1845 mm(Iveco Eurocargo 140E) pana la valoarea minima de 1600 mm(Volvo FL),media dimensiunilor pentru ecartamentul spate fiind de 1737 mm.Valorile intermediare atat pentru ecartamentul fata,cat si pentru ecartamentul spate,se distribuie uniform pe intreg intervalul. Valoarea maxima pentru consola fata este de 1511 mm(Volkwagen Constellation 15-180),iar valoarea minima este de 1272 mm(Iveco Eurocargo 140E).Media dimensiunilor pentru consola fata este de 1357 mm.Valorile pentru consola spate variaza de la valoarea maxima de 2675 mm(MAN TGL) la valoarea minima de 1885 mm(Mercedes-Benz Atego 1318).Media dimensiunilor pentru consola spate este de 2237 mm.Valorile intermediare atat pentru consola fata,cat si pentru consola spate,se distribuie uniform pe intreg intervalul.

Figura 1.13-Variatia dimensiunilor de organizare pentru modelele similare alese

In ceea ce priveste dimensiunile ce indica capacitatea de trecere,prima dimensiune analizata este garda la sol,a carei marime variaza de la valoarea minima de 202 mm(Iveco Eurocargo 140 E) pana la valoarea maxima de 243 mm (Renault D13), iar media valorilor este de 222 mm. Valorile intermediare se distribuie uniform pe intreg intervalul. Referitor la unghiul de atac,acesta variaza intre valoarea maxima a unghiului de 20°(DAF FA LF55) si cea minima de 15° (Mercedes-Benz Atego 1318),media fiind de 17°.Ultimul parametru dintre cele de reflecta capacitatea de trecere

11

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C70

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

9000

Lungime Latime Inaltime

Lung

ime,

Latim

e,In

altim

e[m

m]

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C70

1000

2000

3000

4000

5000

6000

Ampatament Ecartament fata Ecartament spate Consola fata Consola spate

Am

pata

men

t,Eca

rtam

ent f

ata/

spat

e,C

onso

la fa

ta/s

pate

[mm

]

a autocamionului este unghiul de degajare,acesta variind intre valoarea maxima a unghiului de 17° (DAF FA LF55) si cea minima de 15°(MAN TGL), valoarea medie fiind de 13,5°. Figura 1.14-Variatia dimensiunilor pentru garda la sol

1.4 Analiza principalilor parametri masici ai modelelor similare

In acest subcapitol se vor analiza principalii parametri masici ai modelelor similare alese cum ar fi:masa proprie(m0), masa totala admisa(ma),masa utila nominala(mun),masa proprie pe puntile fata/spate(m01,m02),masa totala admisa pe puntile fata/spate(ma1,ma2) si coeficientul sarcinii utile(ηu).Toti acesti parametri sunt centralizati in tabelul de mai jos:

Nr. Crt.

Producator si model

Masa proprie

(mo) [Kg]

Masa Totala Admisa

(ma) [kg]

Masa utila nominala

(mun) [kg]

Masa proprie pe puntea fata

(m01) [kg]

Masa proprie pe puntea

spate (m02) [kg]

Masa totala admisa pe puntea fata

(ma1) [kg]

Masa totala admisa pe

puntea spate (ma2) [kg]

Coeficientul sarcinii utile

(ƞu) [-]

1 Mercedes-Benz Atego 1318 4491 13500 9009 2775 1716 5100 8400 0,499

2 Renault D 13 3742 13 000 9258 2585 1157 5300 7700 0,404

3 Iveco Eurocargo 140E 4272 14000 9728 2845 1427 4800 9200 0,439

4 MAN TGL 3870 12000 8130 2610 1260 4400 7600 0,476

5 DAF FA LF55 4266 14000 9734 2858 1408 5600 9400 0,438

6Volkswagen

Constellation 15-180

4775 15400 10625 3043 1712 5000 10400 0,449

7 Volvo FL 4584 14000 9416 2965 1619 5500 8500 0,487

Tabel 1.4-Principalii parametrii masici ai modelelor similare alese[3]

Din tabelul 1.4 se constata ca masa proprie pentru modelele similare alese variaza intre valoarea maxima de 4775 kg(Volkswagen Constellation 15-180) si valoarea minima de 3742 kg(Renault D 13),cu o medie de 4286 kg.Valorile intermediare pentru masa proprie se distribuie uniform pe intreg intervalul. In privinta masei totale admise se observa ca valorile se situeaza intre valoarea maxima de 15400 kg(Volkswagen Constellation 15-180) si valoarea minima de 12000 kg(MAN TGL),valorile pentru acest parametru distribuindu-se uniform pe intreg intervalul.Media valorilor pentru masa totala admisa este de 13700 kg. Masa utila nominala variaza intre valoarea maxima de 10625 kg(Volkswagen Constellation 15-180) si valoarea minima de 8130 kg(MAN TGL),cu o medie de 9415 kg.Valorile se distribuie uniform pe tot intervalul. Pentru masa proprie pe puntea fata valorile sunt intre valoarea maxima de 3043 kg(Volkswagen Constellation 15-180) si valoarea minima de 2585 kg(Renault D 13),cu o medie de 2812 kg.Pentru masa proprie pe puntea spate, valoarea maxima este de 1716 kg(Mercedes-Benz Atego 1318),iar valoarea minima este de 1157 kg(Renault D 13),cu o medie de 1472 kg.Valorile distributiei masei proprii pe puntile fata/spate se distribuie uniform pe intervale. Pentru masa totala admisa pe puntea fata valorile se situeaza intre valoarea maxima de 5600 kg(DAF FA LF55) si

12

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C70

1000

2000

3000

4000

5000

6000

Gar

da la

sol[

mm

]

valoarea minima de 4400 kg(MAN TGL),cu o medie de 5115 kg.Pentru masa proprie pe puntea spate, valoarea maxima este de 10400 kg(Volkswagen Constellation 15-180),iar valoarea minima este de 7600 kg(MAN TGL),cu o medie de 8729 kg.Valorile distributiei masei proprii pe puntile fata/spate se distribuie uniform pe intervale.

Coeficientul sarcinii utile are valori cuprinse intre 0.499-valoarea maxima(Mercedes-Benz Atego 1318) si 0,404- valoarea minima(Renault D 13).Coeficientul sarcinii utile reprezinta raportul dintre masa proprie(m0) si masa utila nominala(mun):

η=m0

mun [-]

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C70

2000

4000

6000

8000

10000

12000

14000

16000

18000

Masa proprie Masa Totala AdmisaMasa utila nominala Masa proprie pe puntea fataMasa proprie pe puntea spate Masa totala admisa pe puntea fataMasa totala admisa pe puntea spate

m0,

ma,

mun

,m01

,m02

,ma1

,ma2

[kg]

Figura 1.15-Variatia principalilor parametrii masici pentru modelele similare alese

1.5 Analiza principalilor parametri energetici ai modelelor similare

In analiza principalilor parametri energetici ai modelelor similare autocamioane vom avea in vedere puterea maxima (Pmax) exprimata in kW, momentul maxim(Mmax),exprimat in Nm, turatia la putere maxima(nP max),turatia la moment maxim(nM max) exprimate in rpm si puterea specifica(Psp) exprimata in kw/t. Puterea specifica reprezinta raportul dintre puterea maxima(Pmax) si masa totala admisa(ma):

Psp=Pmax

ma [kw/t]

13

(1.2)

(1.1)

Nr. Crt. Producator si model Pmax [kW] nP max [rpm] Mmax [Nm] nM max [rpm] Psp

[kW/t]

1 Mercedes-Benz Atego 1318 130 2200 675 1200-1600 9,63

2 Renault D 13 155 2250 800 1100-1750 11,84

3 Iveco Eurocargo 140E 134 2700 610 1300-2100 9,57

4 MAN TGL 132 2400 700 1400 11

5 DAF FA LF55 136 2000 700 1200-1800 9,71

6 Volkswagen Constellation 15-180 132 2200 600 1550-2200 8,57

7 Volvo FL 154 2200 900 1200-1600 11

Tabel 1.5-Principalii parametri energetici ai modelelor similare alese[3]

Se poate observa din tabelul 1.5 ca puterea maxima(Pmax) variaza de la valoarea maxima de 155 kW(Renault D 13) la o turatie de 2250 rpm,pana la valoarea minima de 130 kW(Mercedes-Benz Atego 1318) la o turatie de de 2200 rpm.Valorile se distribuie spre capetele intervalului,cele mai multe dintre ele fiind la limita inferioara. Se poate observa ca cea mai mare turatie la putere maxima(nP max) este de 2700 rpm(Iveco Eurocargo 140E) pentru puterea maxima de 134 kW,in timp ce cea mai mica turatie la putere maxima este de 2000 rpm(DAF FA LF 55) pentru puterea maxima de Figura 1.16-Variatia puterii maxime pentru modelele 136 kW.Se observa ca valorile se distribuie spre capetele similare aleseintervalului,exceptie facand modelul 4(MAN TGL) ce are valoarea pentru turatia la putere maxima la jumatatea intervalului. Valorile pentru momentul maxim(Mmax) variaza de la valoarea maxima de 900 Nm(Volvo FL) la o turatie de 1200-1600 rpm,pana la valoarea minima de 600 Nm(Volkswagen Constellation 15-180) la o turatie de 1550-2200 rpm. Valorile se distribuie uniform pe intreg intervalul. Se observa ca cea mai mare turatie la moment maxim(nM max) este de 1550-2200 rpm(Volkswagen Constellation 15-180) la un moment maxim de 600 Nm,in timp ce cea mai mica turatie la moment maxim este de 1100-1750(Renault D 13) la un moment maxim de 800 Nm.Valorile se distribuie uniform pe intreg intervalul. Puterea specifica(Psp) variaza de la valoarea maxima de 11.84 kW/t(Reanult D 13) la valaorea minima de 8.57 kW/t (Volkswagen Constellation 15-180).Valorile se distribuie uniform pe intreg intervalul.

14

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C7115

120

125

130

135

140

145

150

155

160

Pute

rea

max

ima[

kW]

Figura 1.17-Variatia momentului maxim pentru modelele Figura 1.18-Variatia turatiei la putere maxima si moment similare alese maxim pentru modelele similare alese

1.6 Stabilirea modelului de autocamion ce se va proiecta

In urma analizelor constructive,dimensionale,masice si energetice ale modelelor alese se va proiecta un autocamion care sa fie apropiat de tendintele actuale de pe piata. Dupa cum se observa in tabelul 1.1,toate autocamioanele au 2 locuri,motor diesel si transmisie 4x2,iar caroseria este de tip autocamion rigid.Majoritatea autocamioanelor au o viteza maxima de 125 km/h.In ceea ce priveste particularitatile constructive se poate spune ca urmare a analizei tabelului 1.2 ca autocamioanele sunt echipate cu o transmisie mecanica,sincronizata cu 6+1 trepte,iar optional pot fi echipate cu cutii automate.De asemenea se observa ca toate au un sistem de racire bazat pe lichid.In ceea ce priveste sistemul de franare,se prefera sistemul pneumatic cu 2 circuite,frâne disc pe toate roţile, ABS + EBS + ESC si frână de motor.Se prefera suspensiile mecanice cu arcuri cu foi parabolice,amortizoarele telescopice si bare stabilizatoare.Toate autocamioanele sunt echipate cu cate 2 baterii cu capacitati diferite si alternatoare cu ampreaje diferite(in jur de 80 A).Rezervoarele au volume variabile.Se prefera pneurile cu o constructie radiala.In ceea ce priveste parametri dimensionali si cei masici se poate observa din tabelul 1.3 respectiv tabelul 1.4 ca modelul cel mai avantajos pare a fi modelul C4(MAN TGL),datorita faptului ca acesta are dimensiuni de gabarit mai mici decat ale celorlalte autocamioane,o capacitate de trecere relativ buna, dar si o masa proprie mai mica in comparatie cu celelalte modele.

15

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C70

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

Mome

ntul m

axim

[Nm]

C1 C2 C3 C4 C5 C6 C70

500

1000

1500

2000

2500

3000

np max nm maxnp

max

,nM m

ax[rp

m]

Capitolul 2.Studiul organizarii generale si a formei constructivepentru autocamion

2.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai autocamionului precum si a subansamblurilor acestuia

Pentru predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai autocamionului, parametri analizati in capitolul 1,tabelul 1.3,respectiv 1.4, se poate utiliza metoda histogramelor, metoda ce are la baza studiul cu ajutorul interpretarilor grafice[1]. Evidentierea distributiei valorilor parametrilor in functie de numarul de modele similare se realizeaza cu ajutorul subintervalului de observare.Dimensiunea acestor subintervale difera in functie de parametrul analiza si are la baza relatia:

Δ x=xmax−xmin

2+3.322 ∙lg(n)

in care: Δ x - dimensiunea subintervalului de observare; xmax ,xmin - valoarea maxima ,respectiv minima , a parametrului pentru care se calculeaza dimensiunea subintervalului; n - numarul de modele similare la care se cunoaste marimea parametrilor analizati.

Dupa determinarea valorii subintervalului de observare se calculeaza numarul de subintervale de observare cu relatia :

k=xmax−xmin

Δ x

Cunoscand aceste doua valori, dimensiunea subintervalului (Δ x) si numarul de subintervale (k ), se vor trasa histogramele in care se vor evidentia numarul de modele similare care au valoarea parametrului analizat cuprinsa intre limitele fiecarui subinterval de observare.

2.1.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori

Pentru predeterminarea principalilor parametri dimensioanali exteriori ai autocamionului se vor folosi valorile parametrilor dimensioanli exteriori ale celor 7 modele similare de autocamioane alese, tabelul 1.3.

16

(2.1)

(2.2)

In tabelul 2.1 sunt centralizate valorile Δ x si k , calculate pe baza datelor din tabelul 1.3 pentru fiecare parametru dimensional,utilizand relatia (2.1) respectiv (2.2).

Nr. crt. Parametru xmin

[mm]xmax

[mm] n lg(n)

Δx

[mm]k

1 A 4100 4850 7 0,845 156 5

2 la 2100 2510 7 0,845 85 5

3 E1 1835 2105 7 0,845 56 5

4 E2 1600 1835 7 0,845 49 5

5 Ha 2545 2944 7 0,845 83 5

6 C1 1272 1511 7 0,845 50 5

7 C2 1885 2675 7 0,845 164 5

8 hs 202 243 7 0,845 9 5

Tabel 2.1-Dimensiunea intervalelor de observare si numarul de intervale pentru analiza parametrilor dimensionali

In figura 2.1 se poate observa ca cele mai intalnite valori ale ampatamentului la modele similare de autocamioane se incadreaza in intervalul de 4100 si 4256 de mm.Un numar de 4 modele se incadreaza in acest interval. Tinand cont si de valorea ampatamentului modelelor preferentiale,enuntat in cap 1.6,se va alege o valoare apropiata de a acestora,dar care sa se incadreza si in intervalul mentionat,astfel ampatamentul modelului de autocamionului care se va proiecta va fi de 4200 mm,aceasta valoare incadrandu-se in intervalul respectiv. Figura 2.1-Distribuirea valorilor ampatamentului in functie de numarul modelelor similare

Distribuirea valorilor latimii toatale a modelelor similare de autocamioane,dupa cum se observa in Fig. 2.2, se face cu preponderenta in intervalul 2270-2355 mm, un numar de 3 modele similare regasindu-se in acest interval, astfel incat se va alege o valoare a latimii totale pentru modelul de autocamion ce se va proiecta de 2350 de mm,valoare ce se incadreaza in intervalul de mai sus.

Figura 2.2-Distribuirea valorilor latimii totale in functie de numarul modelelor similare

17

4100-4256 4256-4412 4412-4568 4568-4724 4724-48500

1

2

3

4

5

Ampatament [mm]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

2100-2185 2185-2270 2270-2355 2355-2440 2440-25100

1

2

3

4

Latimea totala [mm]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

In fig 2.3 se observa ca distribuirea valorilor ecartamentului fata se face in mare parte intre intervalul 2003-2059 mm, modele similare de autocamioane avand ecartamentul fata in acest interval. Astfel valoarea ecartamentului fata ce se va proiecta va fi de 2050 de mm, valoare ce se incadreaza in intervalul mentionat.

Figura 2.3-Distribuirea valorilor ecartamentului fata in functie de numarul modelelor similare

In fig. 2.4 se observa ca in fiecare interval al ecartamentului spate este cate un model similar de autocamion cu exceptia primului interval 1747-1796 mm, astfel se va alege valoarea ecartamentului spate al modelului de autocamion ce se va proiecta este de 1750 de mm, tinand cont si de valoarea ecatamentului spate ale modelelor preferentiale alese la cap. 1.6.

Figura 2.4-Distribuirea valorilor ecartamentului spate in functie de numarul modelelor similare

Inaltimea totala a autocamionului ce se va proiecta va avea valoarea de 2600 de mm, tinand cont de distribuirtea valorilor inaltimii totale ale modelelor similare de autocamioane, majoritatea modelelor regasindu-se in intervalul 2545-2628 mm (3 modele similare),fig. 2.5.

Figura 2.5-Distribuirea valorilor inaltimii totale in functie de numarul modelelor similare

In fig 2.6 se observa ca distribuirea valorilor consolei fata se face in mare parte intre intervalul 1272-1322 mm, 3 modele similare de autocamioane avand valorile consolei fata in acest interval. Astfel,valoarea consolei fata ce se va

18

1835-1891 1891-1947 1947-2003 2003-2059 2059-21050

1

2

3

4

Ecartament fata [mm]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

1600-1649 1649-1698 1698-1747 1747-1796 1796-18350

1

2

3

4

Ecartament spate [mm]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

2545-2628 2628-2711 2711-2794 2794-2877 2877-29440

1

2

3

4

Inaltimea totala [mm]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

proiecta va fi de 1300 de mm, valoare ce se incadreaza in intervalul mentionat.

Figura 2.6-Distributia valorilor consolei fata in functie de numarul modelelor similare

In fig. 2.7 se observa ca in fiecare interval al consolei spate este cate un model similar de autocamion,majoritatea modelelor regasindu-se in intervalul 2049-2213 mm(3 modele similare),astfel se va alege valoarea consolei spate a modelului de autocamion ce se va proiecta este de 2150 de mm.

Figura 2.7- Distributia valorilor consolei spate in functie de numarul modelelor similare

Se observa din fig.2.8 ca intervalul garzii la sol in care se incadreaza cele mai multe modele similare este intervalul 211-220 de mm ,un numar de 3 modele incadrandu-se in acest interval,astfel se va adopta o garda la sol de 220 de mm.

Figura 2.8- Distributia valorilor garzii la sol in functie de numarul modelelor similare

Tinanad cont de valoarile adoptate ale ampatamentului(4200 mm),consolei fata(1300 mm) si consolei spate(2150 mm),rezulta ca lungimea totala este La=7650 mm,lungimea totala fiind suma celor 3 parametri enumerati mai inainte.

2.1.2 Predeterminarea principalilor parametri masici

Pentru predeterminarea principalilor parametri masici ai autocamionului ce se va proiecta se vor folosi valorile parametrilor masici ale celor 7 modele similare alese,tabelul 1.4.

19

1272-1322 1322-1372 1372-1422 1422-1472 1472-15110

1

2

3

4

Consola fata [mm]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

1885-2049 2049-2213 2213-2377 2377-2541 2541-26750

1

2

3

4

Consola spate [mm]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

202-211 211-220 220-229 229-238 238-2430

1

2

3

4

Garda la sol [mm]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

In Tabelul 2.2 sunt centralizate valorile Δ x si k ,calculate pe baza datelor din tabelul 1.4 pentru fiecare parametru masic,utilizand relatiile (2.1),respectiv (2.2).

Nr. crt. Parametru xmin

[mm]xmax

[mm] n lg(n) Δx [mm] k

1 m0 3742 4775 7 0,845 215 5

2 𝜂𝑢 0.404 0.499 7 0,845 20 5 Tabel 2.2-Dimensiunea intervalelor de observare si numarul de intervale pentru analiza parametrilor masici

Se observa din figura 2.9 ca valorile coeficientului sarcinii utile se situeaza predominant in intervalele 424-444 si 484-499,2 modele similare regasindu-se in aceste intervale. Astfel,luand in calcul si valorile modelelor preferentiale,rezulta o valoare predeterminata a coeficientului sarcinii utile de 0,44.

Figura 2.9-Distirbutia valorilor coeficientului sarcinii utile in functie de numarul modelelor similare

Se poate observa din Figura 2.10 ca in ceea ce priveste masa proprie a modelelor similare ca sunt dispuse in mod egal 2 cate 2 in 3 intervale(3742-3957 kg,4172-4387 kg si 4387-4602 kg),intr-un interval nu exista modele similare(3957-4172 kg),iar in ultimul doar un singur model similar.Tinand cont de valorile existente la modele similare si de formula (1.1), particularizata cu valoarea predeterminata a coeficientului sarcinii utile si masa utila nominala impusa prin tema,masa proprie a autocamionului ce se va proiecta va fi de 4180 kg.

(𝑚0=𝑚𝑢𝑛∙𝜂𝑢=9500 ∙0.44=4180𝑘𝑔) Figura 2.10-Distributia valorilor masei proprii in functie de numarul modelelor similare

Stiind ca masa totala maxim admisa reprezinta suma dintre masa proprie si masa utila,va rezulta valoarea prederminata a masei totale maxime ca fiind 13680kg.

In Figura 2.11 se observa ca distribuirea maselor maxime autorizate in functie de modelele similare se face in mare parte in al treilea interval(13414-14121 kg), 4 din cele 7 modele incadrandu-se in acest interval.Valoarea masei maxime autorizate predeterminate a modelului de autocamion ce va fi proiectat se incadreaza de asemnea in acest interval.

20

0,404-0,424 0,424-0,444 0,444-0,464 0,464-0,484 0,484-0,4990

1

2

3

Coeficientul sarcinii utile[-]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

3742-3957 3957-4172 4172-4387 4387-4602 4602-47750

1

2

3

Masa proprie [kg]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

Figura 2.11- Distributia valorilor masei totale admise in functie de numarul modelelor similare

2.1.3 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai principalelor subansambluri ce compun autovehiculul

Principalii parametrii dimensionali exteriori ai subansablurilor autovehiculului de proiectat se stabilesc orientativ prin masurări directe pe un model similar și prin utilizarea de date de la modelele similare.

Masa proprie a autocamionului repartizata pe subansamble este reprezentatã în tabelul 2.3, acestea fiind alese în funcție de masele subansamblelor modelelor similare:

Nr. Crt. ComponentePondere masica

recomandata [%]

Pondere masica aleasa

[%]

Masa calculata [kg]

Masa aleasa [kg]

1 Motor 13,3 13,3 555,94 5562 Ambreiaj 1,2 1,2 50,16 503 Schimbator de viteze 4,5 4,5 188,1 1884 Diferential 1,4 1,5 62,7 635 Arbore cardanic 1,5 1,5 62,7 636 Punte fata echipata cu roti 12 12 501,6 5027 Punte spate echipata cu roti 20,6 21,5 898,7 8998 Suspensie fata(cu amortizoare) 2,6 2,5 104,5 1049 Suspensie spate(cu amortizoare) 4,6 4,5 188,1 18810 Roata de rezerva 2 2 83,6 8311 Rezervor combustibil 3,5 3,5 146,3 14612 Cutie platforma 13,8 14 585,2 58513 Sasiu 10,3 10,5 438,9 439 14 Cabina 7,7 7,5 313,5 314

Σ 100 4180 4180 Tabel 2.3-Ponderile maselor subansamblelor autocamioanelor cu caroserie cu platforma deschisa 4x2[4]

Calculul maselor subansamblurilor s-a facut tinandu-se seama de masa proprie a autocamionului de 4180kg. Motorul echipat reprezinta masa procentuala a motorului propriu-zis , careia i s-au adaugat masa procentuala a lichidului de racire si a apei din subansamblurile motorului, masa procentuala a bateriei de acumulatori si o parte din cea a instalatiei electrice.

Se observa din tabelul 2.3 ca ponderea masica cea mai mare o reprezinta puntea spate care este echipata cu roti(21.5% din masa totala) in timp ce cea mai mica pondere o are ambreiajul(1.2% din masa totala).

Avand in vedere ca solutia constructiva a propulsiei autocamionului este solutia clasica s-a avut in vedere micsorarea maselor componentelor corespunzatoare puntii fata pentru a beneficia de o mai buna aderenta la puntea spate care este si cea motoare.

21

12000-12707 12707-13414 13414-14121 14121-14828 14828-154000

1

2

3

4

5

Masa totala admisa [kg]

Num

arul

mod

elel

or s

imila

re

Se constata o usoara tendinta a micsorarii maselor motorului si ambreiajului, cat si a cabinei, reducand astfel sarcina pe puntea fata. In schimb in privinta puntii spate ponderea masica aleasa a fost usor marita fata de ponderea masica recomandata pentru a creste rigiditatea acestor componente, respectiv pentru o mai buna sustinere, rezistenta la sarcinile care le revin si pentru sporirea aderentei cu solul stiind ca autocamionul dispune de tractiune spate.

In ponderea puntii fata au fost incluse componentele sistemelor de directie si de franare ce revin respectivei punti. Similar s-a lucrat si in cazul puntii spate. Prin componentele sistemului de directie ce revin puntii fata se face referire la coloana de directie, caseta de directie si bieletele de directie. In cazul franarii sunt incluse discurile de frana, etrierele si conductele sistemului. Din componenta sasiu fac parte cadrul autocamionului, rezervorul de aer, bateriile de acumulatori, si alte echipamente suplimentare de care se dispune.

In alegerea parametrilor dimensionali trebuie sa se tina cont in special de particularitatile constructive atat ale autocamionului cat si ale subansamblului respectiv.Astfel, la utilizarea unor dimesiuni mai mari decat cele recomandate ar putea fi un avantaj pentru unele componente precum, rezervorul de combustibil(un volum marit inseamna mai mult combustibil utilizabil pe trasee mai lungi), cadrul si cutia platforma(posibilitatea cresterii masei utile nominale).In scopul predeterminarii parametrilor dimensionali ai principalelor componente ale autocamionului s-a intocmit tabelul urmator:

Nr. Crt. Componente

Copul geometric in care va fi incadrata

Principalele dimensiuni ale formei geometrice

1 MotorL x l x h

1024 x 735 x 555

2 Ambreiaj L x l x h555x351x68

3 Cutie de vitezeL x l x h

711 x 472 x 351

4 Diferential d = 333

Nr.Crt. Componente

Principaleledimensiuni ale formei geometrice

5Arbore

cardanicd x l

112x2240

22

6Punte fata

echipata cu roti

De x Bu

805x239

7Punte spate echipata cu

roti

De x Bu

805x239

8 Suspensie fata

d x h157x545

9Suspensie

spated x h

198x545

10 Roata de rezerva

De x Bu

805x239

11Rezervor de combustibil

L x l x h1010 x 312 x 444

12 Cutie platforma

L x l x h6250 x 2300 x 1750

13 Sasiu L x l x h7200 x 2100 x 340

14 Cabina L x l x h1600x 2300 x2600

Tabel 2.4-Parametrii dimensionali ai principalelor componente ale autocamionului

Toate datele din tabelul 2.4 au fost determinate fie prin masuratori directe la stand, fie luate de pe diverse site-uri de vanzari piese auto. Se constata ca diametrul suspensiei spate este mai mare decat pe fata, desi sunt de acelasi tip (suspensii mecanice), intrucat sarcina revenita puntii spate cand autocamionul este incarcat la capacitate maxima este mult mai mare decat sarcina revenita puntii spate. Cu ajutorul dimensiunilor cutiei platforma se poate determina volumul de care se dispune pentru transportul de marfa.

23

2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util

In cazul autocamioanelor caroseria este formata din cabina pentru conducator si cutia platforma pentru transportul de marfa. Conducatorului autovehiculului trebuie sa i se asigure un spatiu si o pozitie corespunzatoare astfel incat postura sa fie comoda fiziologic, sa nu produca oboseala excesiva si imbolnavire, sa existe libertate de miscare pentru actionarea volanului, manetelor de comanda si pedalelor, care trebuie sa fie accesibile si plasate astfel incat solicitarile conducatorului sa fie minime si, nu in ultimul rand, sa se asigure vizibilitatea corespunzatoare(fig.2.13).In plus spatiul din cabina trebuie sa fie dimensionat astfel incat sa existe o usoara libertate si miscare si un confort marit pentru pasageri(fig. 2.14). Dimensiunile cutiei platforma trebuie sa fie alese astfel incat sa se asigure volumul corespunzator sarcinii utile maxime constructive. In acelasi timp, ele nu trebuie sa conduca la dimensiuni mari ale autocamionului. 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. Dimensiunile recomandate pentru lungimile segmentelor piciorului: gamba(ls) si coapsa(lt) functie de procentaje stabilite dupa criterii statistice sunt prezentate in urmatorul tabel:

Tipodimensiuneamanechinului

10 50 90

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

Tabel 2.5-Dimensiunile tipodimensiunilor de manechine bidimensionale, [6]

Se aleg: lungimea gambei egala cu 417mm si lungimea coapsei de 432mm. Unghiurile recomandate pentru α (dintre axa de simetrie a bratului si axa de simetrie a corpului), β(coapsa si corp), γ (coapsa si gamba), δ (gamba si talpa) sunt concentrate in tabelul urmator:

Tipul automobilului: autocamion

α [0] 20-30β [0] 95-120γ [0] 95-130δ [0] 90-110

Tabel 2.6-Valori medii recomandate pentru unghiurile α, β, γ si δ, [6]

Se aleg: α=20o, β=102o, γ=124o si δ=92o. Manechinul dimensionat cu valorile impuse si alese este prezentat in fig. 2.12.

24

Fig. 2.12-Principalele dimensiuni ale manechinului bidimensional

In scopul evidentierii posturii conducatorului autocamionului cat si a spatiului din cabina s-au costruit urmatoarele figuri:

Fig. 2.13-Evidentierea organizarii postului de conducere pentru autocamionul ce urmeaza a fi proiectat

25

26

Fig 2.14-Evidentierea organizarii spatiului din cabina (vedere de sus)

Autocamioanele cu caroserie platforma cu obloane cu destinatie de uz general pot transporta bunuri variate, atat in vrac, cat si in ambalaje sau palete. Dimensiunile cutiei trebuie sa fie astfel alese incat sa se asigure volumul corespunzator sarcinii utile maxime constructive. In acelasi timp ele nu trebuie sa depaseasca dimensiunile exterioare maxime ale autocamionului. Bunurile care ar putea fi transportate au densitati care variaza de la 0.2kg/dm3 la 3.5kg/dm3. De aceea, exista posibilitatea ca autovehiculul sa fie subincarcat sau supraincarcat. Se impune urmatoarea conditie: volumul cutiei trebuie sa asigure sarcina utila maxima constructiva cand ea este complet incarcata cu grau:

𝑉𝑐 ≥mun

Pg [𝑚3]

(2.3)

unde 𝜌𝑔=850 𝑘𝑔/𝑚3 este densitatea graului.

Va rezulta volumul minim pe care trebuie sa il aiba cutia platforma:

𝑉𝑐 ≥ 9500850

=11.17 𝑚3

O modalitate de a stabili lungimea cutiei este de a folosi incarcarea specifica pe podeaua cutiei q [kg/m2], valorile acesteia fiind date in tabelul urmator:

Sarcina utila nominala

[t]2,0...4,0 4,0...7,0 7,0...12,0 >12,0

Incarcarea specifica

[kg/m2]250...450 350...650 450...650 600...1000

Tabel 2.7-Incarcarea specifica a platformei autocamioanelor, [4]

Se cunoaste relatia:

𝐿c= mun

lc ∙ q∙106 [𝑚𝑚]

(2.4)

Considerand latimea cutiei, lc, egala cu latimea totala a autocamionului si alegand incarcarea specifica, q, de 646,8 kg/m3, va rezulta lungimea cutiei:

𝐿c= 9500646,8∙2350

∙106=¿ 6250 𝑚𝑚 Tinand cont ca punctul partea de sus a cutiei reprezinta punctul de cotare al inaltimii totale a autocamionului si de diametrul exterior al rotii se va alege o inaltime a cutiei,Hc, de 1750mm.

Se calculeaza volumul cutiei cu formula:

𝑉𝑐=𝐿𝑐∙𝑙𝑐∙𝐻𝑐 [𝑚3] 27

(2.5)

rezultand,

Vc = 6.25 · 2.3 · 1.75 = 25,156 𝑚3 Se constata ca volumul cutiei nu doar este mai mare decat volumul necesar umplerii cu masa utila nominala impusa prin tema de grau, ci poate suporta incarcari de bunuri cu densitati mult superioare.

2.3. Intocmirea schitei de organizare generala

Autocamionul ce urmeaza a fi proiectat este cu post de conducere semi-avansat, asemeni modelelor similare alese in cap. 1. De aceea pozitionarea motorului se va face desupra puntii fata si a cabinei deasupra motorului. Avand o tractiune spate, ambreiajul, cutia de viteze si arborele cardanic se vor situa intre punti, iar diferentialul pe axa puntii spate. Pozitionarea rotilor se face tinand cont de valorile ampatamentului si ecartamentelor fata si spate. Suspensiile fata si spate se vor situa desupra puntilor fata, respectiv spate, imediat langa roti, pentru o preluare a socurilor cat mai directa si pentru o mai buna amortizare. Rezervorul de combustibil se va pozitiona intre punti, unde exista spatiu pentru acestea, ferite de eventualele daune provocate in cazul unui impact frontal sau din spate.De asemenea acesta va fi plasat in partea dreapta a autocamionului facilitand alimentarea la pompele de combustibil. Roata de rezerva se va pozitiona in zona consolei spate a autocamionului unde exista loc suficient, dar pe partea stanga, avand un usor rol de echilibrare pe axa x(axa de simetrie a autovehiculului) cu rezervorul de combustibil. Cutia platforma, ale carei dimensiuni au fost predeterminate in subcapitolul anterior, se va situa pe cadrul autocamionului, cat mai aproape de cabina pentru evitarea eventualelor turbulente de aer care pot aparea in mers intre acestea. Sasiul reprezinta cea mai rigida componenta a autocamionului avand rolul de sustinere a cutiei platforma, dar si a cabinei. Toate aceste componente ale autocamionului vor fi prezentate in figurile de mai jos:

Fig 2.15-Schita de organizare generala a autocamionului (vedere laterala): 1 – motor; 2 – ambreiaj; 3 – cutie de viteze; 4 – diferential; 5 – arbore cardanic; 6 – punte fata asamblata cu roti; 7 – punte spate asamblata cu roti; 8 – suspensie fata; 9 – suspensie spate; 10 – sasiu; 11 – rezervor; 12 – roata de rezerva; 13 – cutie platforma; 14 – cabina.

28

Fig 2.15-Schita de organizare generala a autocamionului (vedere de sus): 1 – motor; 2 – ambreiaj; 3 – cutie de viteze; 4 – diferential; 5 – arbore cardanic; 6 – punte fata asamblata cu roti; 7 – punte spate asamblata cu roti; 8 – suspensie fata; 9 – suspensie spate; 10 – sasiu; 11 – rezervor; 12 – roata de rezerva; 13 – cutie platforma; 14 – cabina.

2.4 Determinarea pozitiei centrului de masa al autovehiculului

Coordonatele centrului de greutate al autocamionului sunt date de relatiile:

xG=∑j=1

NS

x j ∙m j

∑j=1

N S

m j

[mm ] (2.6) yG=

∑j=1

N S

z j ∙m j

∑j=1

NS

m j

[mm] (2.7) in care: -mj este masa subansamblului j, in kg; -xj , zj sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j, fata de sistemul de axe, xoz, ales, in mm.

29

In scopul determinarii pozitiei centrului de masa al autocamionului se va intocmi urmatorul tabel centralizator:

Nr. Crt. Componente mj

[kg]xj

[mm]zg

[mm]mj ∙ xj

[kgmm]mj ∙ zj

[kgmm]

1 Motor 556 -70 770 -38920 4281202 Ambreiaj 50 420 760 21000 380003 Schimbator de viteze 188 820 740 154160 1391204 Diferential 63 4220 430 265860 270905 Arbore cardanic 63 2670 610 168210 384306 Punte fata echipata cu roti 502 0 430 0 2158607 Punte spate echipata cu roti 899 4220 430 3793780 3865708 Suspensie fata(cu amortizoare) 104 0 670 0 696809 Suspensie spate(cu amortizoare) 188 4220 670 793360 12596010 Roata de rezerva 83 5490 750 455670 6225011 Rezervor combustibil 146 1340 600 195640 8760012 Cutie platforma 585 3360 1800 1965600 105300013 Sasiu 439 2720 730 1194080 32047014 Cabina 314 -470 1540 -147580 48356015 Conducator auto 75 -260 1460 -19500 109500

Σ 3699 28750 11620 8840280 3157090xGo,zGo xGo=2389,91 zGo=853,49

16 Pasageri 75 -260 1460 -19500 10950017 Masa utila 9500 3360 1800 31920000 17100000

Σ 13274 31850 14880 40740780 20366590xGa,zGa xGa=3069,21 zGa=1534,32

Tabel 2.8-Evidentierea maselor si pozitiei in sistemul de axe xoz ale subansamblelor autocamionului

Aplicand formulele (2.6) si (2.7) pentru datele din tabel rezulta pozitia centrului de greutate al autocamionului in doua situatii:

a. cand autocamionul este fara incarcatura si fara pasageri, dar cu conducatorul auto: xGo=2390 mm zGo=853 mm b. cand autocamionul este incarcat complet cu sarcina utila si pasageri: xGa=3069 mm zGa=1534 mm In continuare se determina incarcaturile statice la cele doua punti, corespunzatoare celor doua situatii de incarcare,a si b, utilizand formulele:

G1,0=b0

LG0 , G2,0=

a0

LG0 [daN] (2.8)

G1=bLGa , G2=

aLG0 [daN] (2.9)

30

Recent determinate: ao=2390 mm, a=3069 mm si cunoscand valoarea ampatamentului, L=4200 mm se determina bo, respectv b:

b0= L – a0 [mm] (2.10)

b = L – a [mm] (2.10’)

bo=4200-2390=1810 mm b=4200-3069=1131 mm Daca se considera greutatea proprie, Go=4100 daN, si greutatea totala, Ga=13450 daN rezulta:

G1,0 = 1766.90 daN G2,0 = 2332.09 daN G1 = 3621.89 daN G2 = 9914.57 daN Cu ajutorul cordonatelor pozitie centrului de greutate determinat anterior se calculeaza urmatoarele rapoarte: a/L , ao/L, hG/L si hGo/L , unde hG si hGo reprezinta inaltimea centrului de greutate si este egal cu zG, respectiv, zGo. Valorile medii pentru parametrii centrului de masa ai autocamionului sunt sintetizate in tabelul urmator:

Parametru Valoare recomadata Valoare calculataao/L 0.46...0.55 0.55a/L 0.60...0.75 0.73

hGo/L 0.21...0.27 0.21hG/L 0.30...0.40 0.36Tabel 2.9-Valori recomandate pentru parametrii centrului de greutate ai autocamionului

Se constata ca centrul de masa este pozitionat corect, valorile calculate incadrandu-se in intervalele recomandate pentru parametrii acestuia.

Pentru aprecierea solicitarii drumului din punctul de vedere al incarcarilor la punti, se utilizeaza urmatoarea marime:

F sol=

∑j=1

N p

G j4

10 ∙GA

[103 daN ]

(2.11) F sol=72.98 103 daN

Se impune conditia ca pentru autocamioanele cu doua punti, Fsol < 80 t. Se observa ca aceasta conditie este indeplinita.

31

Pentru evidentierea pozitiei centrelor de masa ale subansamblelor, cat si a intregului autocamion s-a intocmit urmatoarea schita:

Fig. 2.16-Pozitionarea centrelor de greutate ale subansamblelor automobilelor: 1 – motor; 2 – ambreiaj; 3 – cutie de viteze; 4 – diferential; 5 – arbore cardanic; 6 – punte fata echipata cu roti; 7 – punte spate echipata cu roti; 8 – suspensie fata; 9 – suspensie spate; 10 – roata de rezerva; 11 – rezervor de combustibil; 12 – cutie platforma; 13 – sasiu; 14 – cabina; 15 – conducator auto; 16 – pasageri; 17 – masa utila.

Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale

Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai autovehiculului 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. Valorile recomandate pentru parametrii dimensionali ce reflecta capacitatea de trecere ai autocamionului sunt concentrate in urmatorul tabel:

Garda la sol

[mm]Unghiul de atac

[o]Unghiul de degajare

[o]

240...300 40...60 25...45Tabel 2.10-Parametrii geometrici ai capacitatii de trecere

Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt, in general, la urcarea pantei maxime impusa prin tema de proiectare. Expresia unghiului limita de patinare sau de alunecare (cand rotile ajung la limita de aderenta) este:

32

tg αpa =ρx aL

1−hG

L∙ ρ x

(2.12) La deplasarea pe drumul cu panta maxima impusa prin tema nu trebuie sa se produca rasturnarea automobilului. Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia:

α pr=arc tgbhG

(2.13) Considerand 𝜑𝑥=0.72 se calculeaza relatiile (2.12) si (2.13):

tg αpa = 0.72 30694200

1–15344200

∙0.72= 0.713

de unde rezulta αpa=35.4°

α pr=arc tg11311534

= 36.4° Conditiile de stabilitate longitudinala, la deplasarea autocamionului pe pana maxima impusa sunt:

𝛼𝑝𝑟>𝛼𝑝𝑎>𝛼𝑝𝑚𝑎𝑥 (2.14) Stiind ca panta maxima impusa prin tema este de 30%(echivalentul a 18.9°), relatia (2.14) devine:

36.4° > 35.4 °> 18.9° Astfel, se constata ca se indeplinesc conditiile de stabilitate longitudinala.

2.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora

Pentru autocamionul ce se proiecteaza se cunoaste ca pe puntea fata avem 2 pneuri, iar puntea spate este cu roti jumelate, adica 4 pneuri.

Se calculeaza incarcarea statica pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime calculate cu relatia:

33

z pj=G j

N pnj

, j=1…N p (2.15)

Astfel,incarcarea statica pentru pneurile puntii fata este de:

z p1=G1

N pn1

=3621.892

=1811kg / pneu Pentru pneurile puntii spate incarcarea statica este:

z p2=G2

N pn2

=9914.574

=2478kg / pneu

Capacitatea portanta necesara a pneului, definita ca fiind incarcarea radiala maxima suportata de acesta, va fi:

Qpnec=max (z pj)

k g

(2.16)

stiind ca kg=1, relatia devine:

Q pnec=max (1811,2478 )

1=2478

1=2479kg / pneu

Se aleg de la firma Goodyear pneurile pentru autocamion G661® HSA™ ,anvelope in constructie radiala cu simbolizarea 295/75 R 22.5 G cu urmatoarele caracteristici:

- Latimea sectiunii pneului: Bu = 295 mm; - Diametru exterior: De = 1031 mm; - Raza libera: ro = 0.5 · De = 0.5 · 1031 = 515.5 mm; - Raza statica: rs = 483 mm; - Raza de rulare: rr = λ · ro = 0.93 · 515.5 = 479.4 mm; - Capacitatea portanta a pneului: Qp = 2575 daN (Qp>Qpnec) - pentru pneuri jumelate,Qp = 2575 daN,iar pentru pneuri singulare Qp = 2800 daN; - Presiunea aerului din pneu: pa = 7.6 bar;

34

- Viteza maxima de exploatare a pneului: Vmaxp = 120.7 km/h (Vmaxp > Vmax=120km/h).

Capitolul 3.Studiul rezistentelor la inaintarea autocamionului de proiectat si al puterilor corespunzatoare,in diferite conditii de deplasare

3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare a) Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor

Se cunoaste ca viteza maxima contructiva a autocamionului de proiectat este de V max=¿ 120 Km/h. Daca se considera vitezele pana la cele maxime ale autovehiculelor in functie de caracteristicile pneurilor,se poate folosi exprimarea parabolica de forma:

𝑓=f 0+f 01∙𝑉+f 02∙V 2 (3.1)

in care valorile coeficientilor f 0,f 01,f 02 se afla in tabelul urmator:

Tip pneu f 0 f 01 f 02

Radial Sectiune joasa 1.611×10−2 -1.0002 ×10−5 2.9152 ×10−7

Tabel 3.1-Valorile coeficientilor f 0,f 01,f 02

Cu ajutorul formulei (3.1) si a valorilor din tabelul 3.1 se va intocmi urmatorul tabel ce va contine diferite valori ale coeficientului de rezistenta la rulare la pneului la diferite viteze ale autcamionului.

35

V [km/h] 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

f [-]0,0162

4 0,01643 0,01667 0,01698 0,01734 0,01776 0,0182 0,01878 0,01937 0,02003 0,02074 0,02151

Tabel 3.2-Variatia coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor cu viteza autocamionului

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 1200.014

0.015

0.016

0.017

0.018

0.019

0.02

0.021

0.022

V [km/h]

f [-

]

Fig.3.1-Variatia coeficientului de rezistenta la rulare in functie de viteza Pentru o evidentiere a variatiei coeficientului de rezistenta la rulare cu viteza s-a realizat reprezentarea grafica din fig.3.1.

b) Determinarea ariei sectiunii transversale maxime a autocamionului

Aria proiectiei frontale a autovehiculului A se obtine prin calcul cu relatia:

A=C f × (H a−hb )×la+N pn×hb×Bu [m2] (3.2) unde: – Bu reprezinta latimea sectiunii anvelopei; – hb reprezinta inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale; – la reprezinta latimea automobilului; – N pn reprezinta numarul de pneuri; – C f reprezinta coeficientul de forma (C f= 1 – pentru autocamioane). Rezulta:

A=1× (2600−220 )×2350+4×220×295=5.852[m2]

Astfel, cu ajutorul programului Autocad s-a efectuat vederea din fata a autocamionului (fig. 3.2). Astfel utilizand functia care calculeaza aria s-a obtinut valoarea: A=5.95 m2.

36

3.2-Schita autocamion(vedere din fata) Dupa cum se poate observa, aria obtinuta prin cele doua metode (calcul si planimetrare) are valori destul de apropiate, ceea ce inseamna ca determinarea ei s-a efectuat corect. Se considera ca aria sectiunii trasversale maxime este de 5.95 m2.

c) Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului

Se da tabelul de mai jos:

Tip autovehicul A[m2] C x

Automobil sport 1,0...1,3 0,20...0,25

Autoturism cu caroseria inchisa 1,6...2,8 0,30...0,50

Autoturism cu caroserie deschisa 1,5...2,0 0,65...0,80

Autobuz 3,5...7,0 0,70...0,80

Autocamion cu platforma deschisa 3,0...5,3 0,90...1,00

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

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

37

Autocamionul proiectat este de tip autofurgon, a carui arie calculata anterior este in jurul valorii de 5.9 m2. Se alege astfel coeficientul aerodinamic: C x=0.69

d) Determinarea randamentului transmisiei

Randamentul transmisiei unui autovehicul depinde de o serie de factori dintre care se pot reaminti: -momentul transmis -turația arborelui primar -treapta cuplată a schimbătorului de viteze -temperatura lubrifiantului -nivelul și calitatea lubrifiantului -particularitățiile constructive ale transmisiei

In aceasta faza a proiectarii, se opereaza cu un randament costant mediu al transmisiei care are valoarea: η=0.8.

3.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilorcorespunzatoare, in functie de viteza autovehiculului

Rezistenta la rulare se calculeaza cu urmatoarea formula:

Rrul=f(𝑉)×Ga×cosap [daN] (3.3) Rezistenta la panta este data de relatia:

Rp=Ga×sinα p [daN] (3.4) Rezistenta aerului se determina cu ajutorul formulei:

Ra=k∗A∗V x

2

13 [daN](3.5)

in care: −¿ k este cueficientul aerodinamic : k=c x×0.06125=0.69×0.06125=0.04226−V x

38

reprezinta viteza relativa a aerului fata de automobil : V x=V ±V v (V v=0) −¿ V v reprezinta viteza vantului ( se va considera V v=0)

Puterea corespunzatoare rezistentei :

P= R∗V360

[kW] (3.6) Se realizeaza un tabel care va contine toate aceste date in care se foloseste prima oara α p=0:

V [km/h] 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

Rrul

[daN] 216,67 218,41 220,94 224,25 228,34 233,22 238,88 245,32 252,55 260,56 269,36 278,94 289,31

Ra

[daN] 0 1,934 7,736 17,40 30,94 48,35 69,63 94,77 123,78 156,67 193,42 234,03 278,52

ƩR [daN]

216,67 220,35 228,68 241,65 259,29 281,57 308,51 340,10 376,34 417,23 462,78 512,98 567,83

Prul

[KW] 0 6,06 12,27 18,68 25,37 32,39 39,81 47,70 56,12 65,14 74,82 85,23 96,43

Pa

[KW] 0 0,05 0,42 1,45 3,43 6,71 11,60 18,42 27,50 39,16 53,72 71,51 92,84

ƩP [KW]

0 6,12 12,70 20,13 28,81 39,10 51,41 66,13 83,63 104,30 128,55 156,74 189,27

Tabel 3.4-Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza autovehiculului pentru α p=0

In continuare se vor reprezenta grafic variatiile rezistentelor cu viteza, respectiv variatiile puterilor cu viteza:

Fig.3.3-Variatia rezistentelor la inaintare,la deplasarea in palier cu viteza

39

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 1200

100

200

300

400

500

600

Rrul Ra RƩ

V [km/h]

R [d

aN]

Se constata ca la deplasarea in palier rezistentele la inaintare sunt alcatuite din rezistenta la rulare si rezistenta aerului. La viteze mici de pana la 20 km/h rezistenta aerului este nesemnificativa. La viteze corespunzatoare deplasarii in localitati de 50 Km/h se observa ca rezistenta la rulare reprezinta 80% din rezistenta totala in timp ce rezistenta aerului reprezinta doar 20%. De asemenea se mai observa ca rezistenta la rulare este pe o mare portiune aproximativ constanta incepand sa creasca usor odata cu depasirea vitezei de 50 Km/h. La viteze corespunzatoare deplasarii in afara localitatii de 90 Km/h se constata ca rezistenta aerului se apropie de rezistenta la rulare participatiile procentuale fiind 60% in timp ce participatia rezistentei aerului reprezinta 40%. Atunci cand autocamionul ajunge sa dezvolte viteza maxima constructiva se constata ca valorile rezistentelor isi ating maximul,fiind aproximativ egale ca ponderi.

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 1200

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200Prul Pa PƩ

V [km/h]

P [k

w]

Fig.3.4-Variatia puterilor corespunzatoare rezistentelor la inaintare,la deplasarea in palier,cu viteza

Se observa ca, pentru pornirea de pe loc, puterea necesara invingerii rezistentelor existente este foarte mica. Participatiile procentuale ale puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare pentru deplasarea cu viteza maxima legala, atat in localitati, cat si in afara lor, dar si cu viteza maxima impusa prin tema de proiect, sunt aceleasi ca la rezistente.

Se realizeaza un tabel care va contine toate aceste date in care se foloseste prima oara α p=5.14 °(panta de 9%):

V [km/h] 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

Rrul

[daN] 215,59 217,32 219,83 223,13 227,20 232,05 237,68 244,09 251,29 259,26 268,01 277,55 287,86

Rp

[daN] 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7 1203,7

Ra

[daN] 0 1,93 7,73 17,40 30,94 48,35 69,63 94,77 123,78 156,68 193,42 234,03 278,52

ƩR [daN]

1419,3 1423,0 1431,3 1444,3 1461,9 1484,1 1511,0 1542,6 1578,8 1619,7 1665,2 1715,3 1770,1

Pp

[kW] 0 33,43 66,87 100,31 133,75 167,19 200,62 234,06 267,50 300,94 334,38 367,82 401,25

Prul

[kW] 0 6,03 12,21 18,59 25,24 32,22 39,61 47,46 55,84 64,81 74,44 84,80 95,95

Pa

[kW] 0 0,05 0,42 1,45 3,43 6,71 11,60 18,42 27,50 39,16 53,72 71,51 92,84

40

ƩP [kW]

0 39,52 79,51 120,35 162,43 206,13 251,84 299,95 350,85 404,92 462,55 524,13 590,05

Tabel 3.5-Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza autovehiculului pentru α p=5.14 °(panta de 9%)

Si in acest caz se reprezinta grafic variatiile rezistentelor cu viteza, respectiv variatiile puterilor cu viteza:

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 1200

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

1800

2000

Rrul Rp RaRƩ

V [km/h]

R [d

aN]

Fig. 3.5-Variatia rezistentelor la inaintare, la deplasarea in panta maxima a drumului modernizat, cu viteza

Se observa ca atunci cand autocamionul se deplaseaza in panta maxima, pe drum modernizat, in localitate cu viteza de 50km/h, rezistenta totala la inaintare este compusa din 3.3% rezistenta aerului, 15,6% rezistenta la rulare si 81,1% rezistenta la panta. Cand deplasarea se face in afara localitatii cu viteza maxima impusa prin lege, 90km/h, participatiile procentuale se schimba usor, observandu-se o crestere a procentului rezistentei aerului pana la 9.6%, rezistenta la rulare nemodificandu-se semnificativ(16%), iar rezistenta la panta deloc, intrucat aceasta este constanta, nedepinzand de viteza, ci doar de inclinarea pantei. La cresterea vitezei pana la 120 km/h, se mareste doar rezistenta aerului, avand o participatie procentuala de 15,7%.

41

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 1200

100

200

300

400

500

600

700

Pp Prul Pa PƩ

V [km/h]

R [d

aN]

Fig. 3.6-Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare, la deplasarea in panta maxima a drumului modernizat, cu viteza

Participatiile procentuale a puterilor aferente rezistentelor la rulare, la panta si a aerului au aceleasi valori ca si in cazul rezistentelor. Rezistenta la panta fiind constanta, in cazul puterii se observa o crestere liniara cu viteza, reprezentat un procent urias din suma puterilor. Se constata ca la deplasarea in panta maxima a drumului modernizat,suma puterilor este mult superioara deplasarii in palier.

Capitolul 4.Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului.Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tema

4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasrea autocamionului in palier.

42

Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a autocamionului(V max),la deplasrea acestuia in treapta de viteza cea mai rapida,in palier.Pentru a avea o anumita acoperire,din punct de vedere a a puterii,se poate admite ca atingerea lui V max se obtine pe o foarte mica panta,p0= (0.05…0.3 ) % rezultand in acest fel o putere maxima (P¿¿max)¿ceva mai mare decat in cazul deplasarii in palier ( p¿¿0=0)¿

Bilantul de putere este:

Pr=ηt×P=Prul+Pp+Pa+Pd (4.1) Pentru V=V max ,rezulta ca

dvdt

=0 ,deci Pd=0

Relatia 4.1 devine:

ηt× PVmax= 1

360×[ f (V max )×Ga×cos∝p0

×V max+Ga×sin∝p0×V max+

k × A×V max3

13 ] (4.2)

Se determina puterea motorului corespunzatoare vitezei maxime din relatia 4.2 ,PVmax:

PVmax=

V max

360×ηt

×[ f (V max )×Ga×cos∝p0+G a× sin∝p0

+k × A×V max

2

13 ] (4.3) in care toti termenii membrului drept sunt cunoscuti.

PVmax= 120

360×0.8×[0.02151×13450× cos (0.1)+13450× sin(0.1)+ 0.04226×5.95×1202

13 ] PVmax

=246.38[kW ]

Modelarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face prin relatia analitica:

P=Pmax×[(∝∝')( nnp

)+( ββ ')( nnp

)2

−( γγ ' )( nnp

)3] (4.4)

43

sau,sub o forma simplificata:

P=Pmax×f p( nnp

) (4.5) dar pentru V=V max motorul va avea turatia nV max

,iar relatia 4.5 devine:

P=Pmax×f p( nVmax

np)

(4.6) Functia f p defineste caracteristica la sarcina totala raportata si depinde de tipul si particularitatile constructive ale motorului. Deoarece în tema de proiectare nu s-a impus un motor anume, alegerea motorului se face analizând motoarele modelelor similare de autovehicule şi în funcţie de soluţiile pe care le au modelele similare se alege motorul autovehiculului de proiectat.

Coeficienţii au următoarele formule:

Coeficientul de adaptibilitate: Ca=Mmax

M P

(4.7)

Coeficientul de elasticitate: C e=nM

nP

(4.8) Intre cei doi coeficienti exista relatia:

Ca=1.5−0.5 ∙C e (4.9) Pe baza relatiilor de mai sus se calculeaza coeficientii de adaptabilitate si de elasticitate pentru modelele similare din tabelul 1.1 si se introduc in tabelul de mai jos :

Nr. crt. Denumire autocamion Ca Ce1 Mercedes-Benz Atego 1318 1,137 0,7272 Renault D 13 1,112 0,7773 Iveco Eurocargo 140E 1,112 0,7774 MAN TGL 1,209 0,5835 DAF FA LF55 1,050 0,96 Volkswagen Constellation 15-180 1,046 0,9097 Volvo FL 1,137 0,727

Tabel 4.1-Valorile coeficientilor de adaptibilitate si elasticitate ale modelelor similare

Cunoscand valorile coeficientilor pentru modelele similare si in mod special pentru modelul preferential C4(MAN TGL), adopt: Ca=1.15 si C e=0.65.

44

Cunoscand valorile celor 2 coeficienti se calculeaza valorile coeficientilor de forma ai caracteristicilor motorului:

α = ce

2−ca ∙(2ce−1)(ce−1)2 α’ =

2ce2−3ce+ca

(ce−1)2

β = 2ce ∙(ca−1)

(ce−1)2 β ’=3−2ca−ce

2

(ce−1)2 (4.10)

γ=ca−1

(ce−1)2 γ ’ = 2−(c¿¿e+ca)(ce−1)2 ¿

Dupa efectuarea calculelor va rezulta:

α = 0.652−1.15 ∙(2 ∙0.65−1)

(0.65−1)2 = 0.632 α’ = 2∙0.652−3 ∙0.65+1.15

(0.65−1)2 =0.367

β = 2∙0.65 ∙(1.15−1)

(0.65−1)2 =1.591 β ’=3−2 ∙1.15−0.652

(0.65−1)2=2.265

γ=1.15−1

(0.65−1)2 = 1.224 γ ’ = 2−(0.65+1.15)

(0.65−1)2 =1.632

Se adopta o valoare pentru marimea raportata:

ζ=nVmax

n p

(4.11)

Tinand cont de valorile recomandate: ζ= 0.9....1 - pentru motor cu aprindere prin compresie, se adopta ζ=1. Se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic, din relatia (4.6),

Pmax = PVmax

f (nV max

np

) = PVmax

f (ζ )

(4.12)

in care: f (ζ ) = α’∙ζ+β’∙ζ2-γ’∙ζ3 (4.13) Dupa efectuarea calculelor va rezulta:

45

f (ζ ) = 0,367∙1 +2,265∙12-1,632∙13=0.997 Pmax = 246.38

0.997 = 247 kW

Pentru stabilirea valorii turatiei de putere maxima, np , se tine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, in special de cele ale caror putere maxima este apropiata de cea calculata pentru autocamionul ce urmeaza a se proiecta. Dupa cum se poate observa in e tabelul 1.5 , puterea maxima cea mai apropiata de cea calculata este puterea motorului modelului similar C2(Renault D 13) , avand o turatie de putere maxima , np , de 2250 [rot/min].

Toti parametrii necesari modelarii curbei de putere sunt cunoscuti si relatia (4.4) poate fi utilizata in gama de valori ale turatiei,

n [ Є nmin , nmax¿ (4.14) unde: - nmin=0.2 ∙ np=0.2∙2250 = 450 [rot/min]; - nmax = np = 2250 [rot/min]. Astfel rezulta gama de valori ale turatiei motorului: n [ Є 450 ,2250¿ rot/min . Pentru modelarea curbei momentului se poate utiliza relatia de transformare,

M = 955.5 Pn

[daN m] (4.15) in care P [kW] si n [rot/min].

Variaţia valorilor puterilor şi momentelor maxime al motorului teoretic se prezinta in urmatorul tabel:n [rot/min] 450 700 950 1250 1500 1750 2000 2250

P [kW] 44,52 77,49 113,21 156,17 189,64 219,27 239,50 247

M [daNm] 94,53 105,78 113,86 119,37 120,80 119,72 114,42 104,89Tabel 4.1-Variatia valorilor puterilor si momentelor ale motorului teoretic.

46

Fig.4.1-

Caracteristica la sarcina totala a motorului teoretic

4.2 Alegerea motorului şi prezentarea caracteristicii sale la sarcină totală

Pentru alegerea motorului ce va echipa automobilul de proiectat, se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcină totală. Aceasta presupune alegerea a cel puţin două motoare cu putere maximă foarte apropriată de cea teoratică şi suprapunerea curbelor de variaţie.

P

Pmax

=f ( nnP

) (4.16) În funcţie de poziţia relativă a curbelor obţinute se alege motorul care asigură o rezervă de putere mai mare.Adică se va alege motorul a cărei caracteristici este situată deasupra celei teoretice. Deoarece puterea maxima a motorului teoretic este mai mare decat puterea maxima a modelelor similare,se va adopta motorul D0836 LFL68 de la producatorul de autocamioane MAN cu urmatoarele caracteristici:

- Puterea maxima in functie de turatie: 250 kW(340 CP) la 2300 rpm - Momentul motor maxim in functie de turatie: 1250 Nm la 1200-1800 rpm

47

Fig. 4.2-Variatia puterii motorului ales in functie

Fig. 4.3-Variatia momentului in functie de turatia motorului ales

0 500 1000 1500 2000 25000

50

100

150

200

250

300

0

20

40

60

80

100

120

140

P [kW] M [daNm]

Turatia [rpm]

Pute

rea

[kW]

Cuplu

l [daN

m]

Capitolul 5. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbatorului de viteze

5.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al 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 ∙n

i0 ∙ isk [km/h] (5.1)

iar, pentru viteza maxima,relatia devine:

V max= 0.377 rr ∙ nVmax

i0 ∙isN [km/h] (5.2)

Tinandu-se cont ca modelele similare sunt echipate cu schimbator de viteze cu 3 arbori, se va adopta si pentru

48

Fig. 4.2-Variatia puterii motorului ales in functie

Fig. 4.4-Variatia consumului de combustibil al motorului ales in functie de turatie

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 (5.3)

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 (5.4)

Valoarea parametrului ζ este aleasa la Capitolul 4. Dupa efectuarea calculelor va rezulta:

nV max= 0.997 ∙2250 = 2243 rot/min

Valoarea predeterminata a raportului transmisiei principale este:

(i0)pred = 0.377 0.48 ∙2250120 ∙1

= 3.382 Valoarea predeterminata a raportului i0 trebuie sa fie definitivata ( ioef ),ca fiind un raport intre 2 numere naturale, corespunzatoare numerelor de dinti sau produselor de numere de dinti ale rotlor dintate in angrenare.Atunci,

(i0)ef = pq

, p,q Є N (5.5) in care (io)ef ≠ (io)pred .z

Deoarece (i0)pred < 7 , se adopta o transmisie principala simpla(fig 5.1):

i0 = zc

zp (5.6)

La definirea raportului de transmitere al angrenajului in unghi,se alege numarul de dinti astfel incat raportul efectiv sa fie cat mai apropiat de cel predeterminat si dimensiunile de gabarit ale transmisiei principale sa fie cat mai mici. Pentru transmisia principala simpla se alege z p cu valoarea minima,care,insa

49

este dependenta de raportul (io)pred . In acest sens,pentru angrenajele conice se vor Fig. 5.1-Transmisie principala folosi recomadarile firmei GLEASON,indicate in tabelul 5.1. simpla

i0 2.5 3 4 5 6-7 >7

zpmin 15* 12* 9 7 5 5*) Se poate alege chiar 11 Tabel 5.1-Numarul minim de dinti zp

Se alege numarul de dinti corespunzator unei roti dintate cilindrice, zp= 12 sau 11.

Din relalatia (5.6) rezulta zc care se va rotunjii la valoarea intreaga cea mai apropiata, dupa care se recalculeaza raportul de transmitere efectiv i01.Apoi, modificand numarul de dinti ai pinionului de atac,se determina alte 2 rapoarte efective i02 si i03 (abaterea valorilor rapoartelor efective alese i01,i02 si i03 nu trebuie sa depaseasca ±5 % fata de cea predeterminata).

zc = z pi0 (5.6`) Aleg: zp1 = 12,in urma calculelor va rezulta:

zc 1 = 12 ∙3.39 = 40.58 Valorile lui zc se rotunjesc la numere intregi, astfel: zc 1=41 zc 2=40 zc 3=42

Se recalculeaza rapoartul de transmitere pentru valorile rotunjite:

i01 = zc1

z1 = 41

12 = 3.416

i02 = zc2

z p = 40

12 = 3.333

i03 = zc3

z p = 42

12 = 3.5

Se calculeaza abaterea medie efectiva(a) pentru cele 3 rapoarte alese cu relatia :

a = i0 j−¿ i0

i0

¿ (5.7)

50

Fig. 5.2-Diagrama de definitivare a i0 In urma efectuarii calculelor va rezulta:

a1 = i01−¿i0

i0¿ = 3.416−3.38

3.38 = 1.06%

a2 = i02−¿i0

i0¿ =3.333−3.38

3.38 = 1.39%

a3 = i03−¿ i0

i0¿ =3.5−3.38

3.38 = 3.55%

Se poate observa ca abaterile valorilor rapoartelor efective alese nu depasesc ±5 % fata de cea predeterminata.Se va alege raportul de transmitere i01.

5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze (is1)

51

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 1200

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

Pr1 Pr3 Pr2V[km/h]

Pr[kw

]

Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din urmatoarele conditii : -invingerea pantei maxime,impusa prin tema; -deplasare in palier,pe drum modernizat,cu o viteza minima stabilita; -solicitarea ambreajului la cuplare,la pornirea de pe loc .

5.2.1 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze din conditia de panta maxima impusa in tema

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 ∙ rd

Mmax ∙ i0 ∙ ηt (5.9)

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

Ψmax=f (0) cos αpmax + sin αpmax (5.10) unde αpmax = 18.9° , determinat in capitolul 2.4;f (0) = 0. Ceilalti termeni din relatia (5.9) sunt deja cunoscuti . Dupa efectuarea calculelor va rezulta:

Ψmax=0 ∙ cos 18.9 + sin 18.9 = 0.324

is1 = 0.324 ∙13450∙9.81 ∙0.481250∙3.38 ∙0.8

=6.07

5.2.2 Deteminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze din conditia de viteza minima stabilita

Considerarea acestui criteriu are in vedere regimul uniform de miscare pe un drum modernizat in palier.Utilizand aceasta conditie,valoarea acestui raport este data de relatia :

52

is1 = 0.377 nmin

i0 ∙V min (5.10)

in care: V min=6…10kmh

nmin=0.2np

Tinand cont ca turatia de putere maxima np=2300rotmin

, turatia minima va fi :

nmin= 0.2 ∙2300 = 460 rot /min

In urma efectuarii calculelor rezulta:

is1 = 0.377 4603.38∙10

= 5.13

5.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreajului , la pornirea de pe loc

Solicitarile ambreajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa,la pornirea de pe loc.Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreajului,la pornirea de pe loc,in cazul deplasarii pe un drum in palier,de efectul valorii turatiei initiale a motorului,no,si de marimea puterii specifice,Psp,se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:

is1 = 0.11∙ iSNζ

∙ n0 ∙V max ∙ √ ka

np∙ ca ∙P sp

∙1μ (5.11)

unde: n0= 0.75∙ np= 0.75 ∙2300 = 1725 rot/min k a=0.72 μ = 525 In urma efectuarii calculelor va rezulta:

is1 = 0.11∙ 11 ∙1725∙ 120 ∙ √ 0.72 ∙10.5

2300 ∙1.15 ∙186∙

1525

=3.89 53

Se adopta valoarea cea mai mare a raportului de transmitere pentru treapta intai,astfel incat valoarea acestuia este cea determinata din conditia de deplasare in palier,pe drum modernizat,cu o viteza minima stabilita,respectiv:

is1=6.07

Capitolul 6. Calculul si proiectarea ambreiajului

6.1 Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta.

6.1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelor mecanice

Pentru a transmite fluxul de putere şi cuplul de la motor la transmisie şi implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care să întrerupă acest flux energetic.Acest rol este îndeplinit de ambreiaj.

Ambreiajul serveşte cuplarea temporară şi la cuplarea progresivă a motorului cu transmisia. Decuplarea motorului de transmisie e necesară în următoarele cazuri:

- Pornirea din loc a automobilului;- În timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbătorului de viteză;- La frânarea automobilului;- La oprirea automobilului cu motorul pornit;

Cuplarea progresivă a motorului cu transmisia este necesară în cazurile următoare:- La pornirea din loc a automobilului;- După schimbarea treptelor de viteză;

Pentru funcţionare, ambreiajul trebuie să îndeplinească următoarele condiţii:- Să permită decuplarea rapidă şi completă a motorului de transmisie, pentru o schimbare a treptelor fără şocuri;- Decuplarea să se facă cu eforturi reduse din partea conducătorului fără o cursă mare la pedală;

54

- Să asigure o cuplare progresivă a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii bruşte a automobilului;- Să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă între motor şi transmisie;Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, în funcţie de principiul de funcţionare.Acestea sunt:- Ambreiaje mecanice (cu fricţiune);- Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje);- Ambreiaje electromagnetice;- Ambreiaje combinate;

Cele mai răspândite ambreiaje pe automobile sunt cele mecanice (cu fricţiune).la care legătura dintre partea condusă şi cea conducătoare se realizaeză prin forţa de frecare.

Părţile constructive ale ambreiajului sunt:

1. Partea conducătoare – partea montată pe volantul motorului. Cuprinde:

a) Carcasa interioară a ambreiajului;b) Placa de presiune;c) Arcul de presiune.

2. Partea condusă – partea care este în legătură directă cu arborele primar al schimbătorului de viteză. Cuprinde:

a) Discul condus al ambreiajului;b) Arborele ambreiajului.

3. Sistemul de acţionare sau comandă – care cuprinde:

I. Sistemul interior de acţionare format din:a) Pârghii de debreiere;b) Inelul de debreiere;c) Rulmentul de debreiere;d) Furca ambreiajului.

II. Sistemul exterior de acţionare care poate fi de tip:a) Neautomat cu acţionare mecanică sau hidraulică;b) Neautomat cu servamecanism de tip hidraulic, pneumatic, electric;c) Automate.

Cele mai folosite şi răspândite tipuri de ambreiaje pentru automobile sunt ambreiajele mecanice cu arcuri periferice, cu arc diafragmă şi 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 lângă analiza modelelor similare de automobil, se va face şi o analiză a doua ambreiaje din punt de vedere al construcţiei şi a funcţionării.

Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influenţat de momentul motor transmis, tipul acţionării (mecanic, hidraulic), tipul frecării (uscat,umed), etc.

6.1.2 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelor mecanice

A. Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice.

Este foarte răspândit acest tip de ambreiaj atât la camoiane cât şi la autoturisme, datorită greutăţii reduse cât şi simplităţii constructive. Reprezentat în fig. 1.

55

Fig. 6.1-Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice.

1-volant; 2-disc ambreiaj; 3-placă de presiune; 4,5- ax; 6-pârghie de debreiere; 7-manşon; 8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10-garnitură termoizolantă; 11-carcasă; 12-orificii practicate în volant.

Utilizarea acestui ambreiaj este recomandată în cazul în care momentul transmis nu depăşeşte 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este că foloseşte două rânduri de arcuri de presiune, asfel se obţine o forţă de apăsare mai mare cu arcuri mai puţin rigide.

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

Acest tip de ambreiaj este foarte răspândit astăzi în rândul automobilelor, datorită următoarelelor particularităţi:- acţionarea ambreiajului este mai uşoară deoarece forţa necesară decuplării este mai mică la acest tip de arc,

arcul prezintă o caracteristică neliniară;- forţa cu care arcul diafragmă acţionează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă;

Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în fig. 2.

56

Fig. 6.2-Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arc central

1-flanşă arbore cotit; 2-bucşă de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcasăambreiaj; 6-coroană dinţată volant; 7-garnituri disc ambreiaj; 8 - placă disc ambreiaj;

9-arcuri elicoidale; 10-diafragmă; 11-rulment presiune; 12-şurub fixare;13 – şuruburi; 14- etanşare; 15 -furcă; 16-nit diafragmă.

Datorită avantajelor pe care le prezintă arcul diafragmă, în ultimul timp a ajuns să fie utilizat foarte mult pe autoturisme.a

Proiectarea ambreiajului pentru autocamion, se va face in functie de tipurile de ambreiaj folosite la modelele similare alese la Partea I , capitolul 1.1. Astfel, in tabelul 6.1 sunt prezentate tipurile de ambreiaj folosite la modele similare.

Nr. crt Denumire automobil Tip ambreiaj

1 MAN TGL monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă

2 Mercedes-Benz Atego monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă

3 Volvo FL monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragma

4 Iveco Eurocargo 140E monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă

5 DAF FA LF55 monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragmă Tabel 6.1-Tipurile de ambreiaj pentru modele similare alese

6.1.3 Alegerea variantei constructive ce se va proiecta

Se observa in tabelul 6.1 ca tendinta in ceea ce priveste tipul de ambreiaj cu care sunt echipate modelele similare de autocamioane este ambreiajul monodisc uscat. Varianta constructiva ce se va proiecta este ambreiajul monodisc uscat cu arc central tip diafragma,datorita faptului ca acest tip de ambreiaj ofera o simplitate constructiva,un cost scazut si un randament ridicat,iar momentul transmis poate fi mai mare.Aceste avantaje sunt foarte importante pentru tipul de autovehicul proiectat.

57

6.2 Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului

În starea cuplat, discul condus este legat cinematic de restul transmisie prin intermediul arborelui ambreiajului, amplasat între volant şi placa de presiune, placa de presiune fiind apăsată de către arcul diafragmă. Ambreiajul transmite momentul motor la schimbătorul de viteze, moment care depinde:

- Coeficientul de frecare dintre suprafeţele de contact;- Presiunea de contact;- Numărul suprafeţelor de contact;- Diametrul discului condus;

În timpul funcţionării suprafeţele de frecare sunt supuse uzurii, pentru ca ambreiajul să transmită momentul şi în cazul uzurii suprafeţelor de frecare la dimensionarea discului ambreiaj se adoptă un moment mai mare decât momentul maxim al motorului, numit moment de calcul al ambreiajului:

M c=β ⋅Mmax (6.1) unde valoarea coeficientului β se alege în funcţie de tipul şi destinaţia automobilului.

Pentru automobilul de proiectat coeficientul β este cuprins între 1.3…1.75. Se alege β = 1.3. Momentul de calcul al ambreiajului este:

M c=β ⋅Mmax=1.3 ⋅1208=1570.4 Nm.

Diametrul garniturii de frecare a ambreiajului este dat de formula :

D=2Re=2 ∙ 3√ 2⋅M c

π ⋅ p0⋅ μ ⋅ i ⋅ (1−c2 ) ∙ (1+c )=2 ∙ 3√ 2 ⋅1570400

π ⋅ 0.35 ⋅0.3 ⋅2⋅ ( 1−0.62) ⋅ (1+0.6 )=333.8mm

(6.2)unde:

- presiunea de contact p0 = 0.35 Mpa;- coeficientul de frecare µ = 0.3;- numărul suprafeţelor de frecare i = 2;- raza exterioară a garniturii de frecare Re.

- c=Ri

Re s-a ales c = 0.6. (6.3)

D=2Re⇒Re=D2

=333.82

=166.9mm

Ri≅ 0.6 ⋅Re=0.6 ∙192.87=100.14mm

58

Conform tabelului 6.1 se vor adopta urmatoarele valori :

De 150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350

Di 100 110 125 130 150 155 165 175 185 195

g 2,5...3,5 3,5 3,5;4,0

Tabelul 6.2-Valori pentru De,Di si g

Se adoptă Re = 167 mm şi Ri = 100 mm. Se calculează raza medie:

Rm=23⋅Re

3−Ri3

Re2−Ri

2 =23⋅ 1673−1003

1672−1002 =136.3mm (6.4) Forţa de apăsare, pe discul condus , este:

F=M c

Rm∙ µ∙ i= 1570400

136.3 ∙0.3 ∙2=19202.739 N (6.5)

Atunci presiunea p0 este:

p0=F

π ∙(Re2−Ri

2)= 19202.739

π ∙(1672−1002)=0.3416 MPa (6.6)

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

M p=Ga ⋅rr ∙Ψ

it ⋅η t

=13450 ∙9.81⋅ 0.4794 ∙0.0266.18 ⋅3.38 ∙0.8

=98.41 Nm (6.7)unde :

- coeficientul de rezistenţă specifică a drumului Ψ=0.026;- raportul de transmitere al transmisiei formate din transmisia principală şi prima treaptă a schimbătorului de

viteză it=3.38*6.18;- randamentul transmisiei ηt=0.8;

59

Aria suprafeţelor de frecare este:

A=π ⋅ ( Re2−Ri

2 )=π ∙ (1672−1002 )=56200mm2 (6.8) Ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă momentul de calcul (2.1) este egal cu momentul definit de relaţia:

M c=β ⋅Mmax=i ∙ p0 ∙ μ ⋅ π ⋅R+r

2⋅ (Re

2−Ri2 )=2∙0.3416 ∙0.3 ∙ π ⋅ 167+100

2⋅ (1672−1002 )=¿1537.752Nm (6.9)

Lucrul mecanic de frecare este dat de relaţia:

L=π ∙n ∙ rr

2

30 ⋅ is2⋅ i0

2 ∙(ma ∙2 ⋅ π ⋅ n7200

+Ga

2 ∙ψk

+23⋅Ga ∙ψ ⋅√ 2 ∙Ga⋅ π ⋅n

k ⋅ g ⋅30 ) (6.10) unde:

- n - turaţia motorului la pornire se consideră n = 500..600 rot/min;- k – coeficient de creştere al momentului în timpul cuplării se consideră k = 30..50 daNm/s;- ψ – coeficientul de rezisenţă a drumului se consideră ψ = 0.026;

Pentru ambreiajul de calculat se consideră:- n = 500 rot/min;- k = 50 daNm/s;

Deci lucrul mecanic de frecare este:

L= π ∙500 ∙0.47942

30 ⋅6.182 ⋅3.382∙(13450 ∙

2 ⋅ π ⋅5007200

+(13450 ⋅9.81 )2∙0.026

50+ 2

3⋅13450 ∙9.81∙0.026 ⋅√ 2∙13450 ∙9.81 ⋅ π ⋅500

50⋅ 9.81⋅ 30 )=¿260420.5J

Lucrul mecanic specific este:

q= LA

=260420.5562

=463.38daN

cm2 (6.11)Ambreiajul se verifică la încălzire. Verificarea la încălzire a pieselor ambreiajului se face calculând creşterea de

temperatură cu relaţia:

Δ τ= α ∙ Lc ⋅m

(6.12) unde:

- α-coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea piesei;- c-căldura specifică a piesei ce se verifică;- m-greutatea piesei care se verifică;

60

Pentru ambreiajul monodisc coeficientul α = 0.5, c = 500 J/kg0C Rezultă: Δ τ=0.5 ∙260420.5

500 ⋅12.312=21.5

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

6.3.1Calculul arcului cilindric elicoidal periferic

La ambreiajele cu arcuri periferice, forța de apăsare normală este dată de forța totală a arcurilor de presiune dispuse echidistant pe periferia discului de presiune.Numărul de arcuri se alege multiplu al numărului de pârghii de decuplare,multiplu de trei, ținându-se seama că forța dezvoltată de un arc să nu depășească 100 daN în cazul autocamioanelor grele. În general, numărul arcurilor de presiune periferice se adoptă în funcție de diametrul exterior al garniturilor de frecare conform tabelului 6.2.

Diametrul exterior al garniturii de frecare,in mm pana la 200 200…280 280…380 380…450

Numarul arcurilor de presiune 3…6 9…12 12…18 18…30

Tabel 6.2-Recomandari privind alegerea numarului de arcuri de presiune

Se va adopta un număr de 3 pârghii de debreiere, astfel numărul arcurilor va fi 15. Efortul unitar de torsiune al arcurilor periferice este calculat cu relația:

τ=8∙ k ∙ Dm∙Qmax

π ∙d3 (6.13) Forta maxima este:

Qmax=(1.15 ..1.25 ) ∙Q (6.14) Q=

β ∙ Mm

z ∙ μ ∙i ∙Rmed

(6.15) Q= 1.3 ∙1208000

15 ∙0.3∙2 ∙136.3=1280.18 N

61

Qmax=1.2∙Q=1536.21N

Valorile pentru coeficientul de corectie sunt trecute in tabelul 6.3

D/d 2.5 3 4 5 6 7 8k 1.7 1.55 1.39 1.29 1.21 1.2 1.18

Tabel 6.3-Valori pentru coeficientul de corectie

Diametrul necesar al sarmei de arc este dat de relatia:

d= 3√ 8 ∙ k ∙c ∙Qmax

π ∙ τa

(6.16) Pentru arcurile de ambreiaj tensiunea admisibila la torsiune este τ a=700 MPa

Raportul dintre diametre se recomanda a fi c=Dd

=5. .8 (6.17) Se va opta pentru c = 7, astfel k = 1.2 d= 3√ 8 ∙1.2 ∙7 ∙1536.21

π ∙700=3.60mm

Diametrul pentru arcuri din sarma trasa de otel este prezentat in tabelul 6.4 extras din standard:

Sarma trasa din otel carbon de calitate pt. arcuri(STAS 893-67)

2.5 2.8 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 5.5 6.0 7.0 - - - -

Sarma trasa din otel aliat pt. arcuri(STAS

892-60)3.0 3.2 (3.5) 3.6 4.0 4.5 (5.5) 5.6 6.0 6.3 (6.5) 7.0 7.5 8.0

Tabel 6.4-Standard diametru sarma trasa din otel

Astfel se standardizeaza diametrul pentru arcurile confectionate din sarma trasa din otel carbon de calitate ca fiind d=3.6 mm.

Numarul de spire active al arcului este:

n= G ∙d4 ∙ h8∙ Dmed

2 ∙ (Qmax−Q ) (6.18)

unde: -G reprezinta modulul de elasticitate transversal,pentru otel G=80000 MPa -h este cursa activa a arcului si se calculeaza:h=∆ s∙i

62

unde ∆ s este jocul la decuparea suprafețelor învecinate și are valori de: -0.5..0.75 la ambreiajele monodisc; -0.3..0.5 la ambreiajele bidisc.

Deci,h=0.65·2=1.3 n= 80000 ∙3.64 ∙1.3

8∙25.22∙ (1536.21−1280.18 )=13.42rezulta 14 spire active

Sageata maxima a arcului la decuplarea ambreiajului este data de relatia:

f max=8 ∙0.2∙Qmax ∙ Dmed

3 ∙ n

G ∙d4 (6.19)

f max=8 ∙0.2∙1536.21 ∙25.23 ∙14

80000 ∙3.64 =40.98mm

Sageata arcului in stare cuplata este:

f max=8 ∙0.2∙Q ∙Dmed

3 ∙n

G ∙d 4 (3.8)

f max=8 ∙0.2∙1280.18 ∙25.23 ∙14

80000 ∙3.64 =34.15mm

Numarul total de spire este:

nt=n+2=14+2=16 spire

Lungimea arcului in stare libera se calculeaza cu relatia:

H 0= (nt−0.5 ) ∙ d+0.5 ∙ n+h+ f=(16−0.5 ) ∙3.6+0.5 ∙14+1.3+34.15=98.25mm (3.9)

63

Fig 6.4-Dimensiunile arcului elicoidal cilindric

6.3.2 Calculul discului de presiune

Funcţional discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forţelor de presiune ale arcurilor de presiune pe suprafaţa de frecare. Este o componentă a părţii conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri şi masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului.

Predimensionarea discului de presiune se face din condiţia preluării căldurii revenite în timpul patinării ambreiajului.Considerând discul de presiune un corp cilindric cu următoarele dimensiuni:- Raza exterioară red=Re+(3..5) mm (6.20)- Raza interioară rid=Ri-(3..5) mm (6.21)

Pe baza acestor relaţii rezultă:- Raza exterioară red=Re+(3..5)=167+4=171 mm- Raza interioară rid=Ri-(3..5)=100-4=96 mm- Înălţimea discului:

hd=L ∙α

c ∙ π ⋅ ρ⋅ Δt ∙(red2 −rid

2 )= 260420.5 ⋅0.5

500 ⋅ π ⋅7.8⋅ 21.5∙(17.12−9.62)=24.68mm (6.22)

unde:- ρ - masa specifică a discului de presiune; ρ=7.8g /cm3- c - căldura specifică a piesei ce se verifică; c=500 J/kg0C- Δ τ - creşterea de temperatură; Δ τ=21.50C- L - lucrul mecanic pierdut prin frecare;- red – raza exterioară a discului;- rid – raza interioară a discului;- α -coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea piesei;

6.3.3 Calculul arborelui ambreiajului

Diametrul arborelui ambreiajului se face din conditia de rezistenta la torsiune determinata de momentul motor.Diametrul de predimensionare al arborelui este dat de relaţia:

d i=3√ β ⋅Mm

0.2 ∙ τat

(6.23)unde:d i- diametrul de fund al canelurilor;

64

τ a t - efortul unitar admisibil la solicitarea de torsiune şi este cuprins între τ at=100÷120N

mm2 .

Rezultă diametrul:

d i=3√ β ∙ Mmax

0.2 ∙ τat

=¿ 3√ 1.3 ∙12080000.2 ∙120

=¿40.3mm¿¿

Fig. 6.4-Ansamblarea canelata cu profil dreptunghiular

Cercetând în literatura de specialitate privind dimensiunile nominale ale arborilor şi butucilor canelaţi cu profil dreptunghiular de uz general seria grea (STAS 1768 – 68) se adoptă drept diametru interior al arborelui, di = 36 mm căruia îi corespund următoarele dimensiuni :

- diametrul exterior, de = 45 mm; - numărul de caneluri, z = 10 caneluri;- lungimea canelurilor se adopta l =55 mm;- h – înălţimea canelurilor se adoptă h=4 mm;- b – lăţimea canelurilor, b = 5 mm. Atât canelurile arborelui cat şi cele ale butucului trebuie verificate la strivire. Verificarea la strivire în cazul

ambreiajului monodisc se face după relaţia:

ps=4 ⋅ β ⋅Mm

z ⋅ l⋅ h⋅(de+d i)≤ psa=20..35

Nmm2 (6.24)

65

unde:- z – numărul de caneluri; - l – lungimea canelurilor h – înălţimea canelurilor; - di - diametrul de fund ale canelurilor;- de – diametrul exterior al canelurilor;

Rezultă:

ps=4 ⋅1.3 ⋅1208000

10 ⋅55 ⋅ 4 ⋅(45+36)=35.2MPa

Canelurile se mai verifică şi la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relaţia:

τ f=4 ∙ β ∙Mm

z ∙ l ∙b ∙ (de+d i )= 4 ∙1.3 ∙1208000

10∙55 ∙5 ∙ (45+36 )=28.2MPa (6.25)

unde:- z – numărul de caneluri; - l – lungimea canelurilor - b – lăţimea canelurilor; - di - diametrul de fund ale canelurilor;- de – diametrul exterior al canelurilor;

6.3.4 Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc

Discul condus se fixeză cu butucul prin intermediul unor nituri. Niturile sunt confecţionate din OL34 sau OL 38 şi au un diametru cuprins între 6..8 mm.

Niturile se verifică la strivire şi forfecare.Verificarea niturilor la forfecare se face după relaţia:

τ f=β ∙ Mm

rn ∙ Zn ∙ An

≤ τaf=30 MPa ( 6.26)unde:

- rn - raza cercului pe care sunt dispuse niturile;- zn – numărul de nituri;- An - secţiunea tranversală a nitului;

Se alege diametrul nitului dn=8 mm, numărul de nituri zn=16 nituri, An=π ⋅dn

2

4=π ∙82

4=50.265mm2, rn=70 mm

Rezultă:

66

τ f=1.3 ∙1208000

70 ∙16 ∙50.265=27.89 MPa

Verificarea la strivire se face după relaţia:

ps=β ⋅Mm

r n ∙ Zn ∙ dn ∙ ln≤ pas=80. .90M Pa (6.27)

unde:- rn - raza cercului pe care sunt dispuse niturile;- zn – numărul de nituri;- dn - diametrul nitului;- ln - lungimea părţii active a nitului;

Rezultă:

ps=1.3 ⋅120800070 ∙16 ∙8∙8

=21.9 MPa

6.3.5 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar

Acest calcul se face punând condiţia ca momentul Me care comprimă arcurile până la opritori să fie, în general egal cu momentul generat de forţa de aderenţă ale roţilor motoare ale automobilelor.

M e=G ad ∙ φ ∙ rr

isv 1 ∙ i0

(6.28)unde:

- Gad – greutatea aderentă ;- Φ – coeficient de aderenţă, φ=0,8 ;- rr - raza roţii de rulare ;- i0 - raportul de transmitere al transmisiei principale ;- isv1 – raportul de transmitere al primei trepte de viteză ;

Rezultă:

M e=G ad ∙ φ ∙ rr

isv 1 ∙ i0

=36218.9 ∙0.8 ∙0.47946.07 ∙3.38

=677 Nm

67

Forţa Fe care solicită un arc este dată de relaţia:

F e=M e

Ze ∙Re (6.29)

unde:- Ze - numărul arcurilor elementului elastic suplimentar; se adoptă Ze=6arcuri;- Re - raza de dispunere a arcurilor; se adoptă Re=62mm

Rezultă:

F e=M e

Ze ∙Re

=6770006 ∙62

=1820 N

Din condiția ca amplitudinea unghiulară pe care trebuie să o admită elementul elastic să se situeze în intervalul θ = ± ( 7 ... 10 )grade se obține pentru săgeata arcului,valoarea maxima:

f max=Re ∙ sin 8=8.63mm (6.30) În continuare,calculul arcurilor se face având în vedere valorile adoptate: -indicele arcului c=5; -diametrul sârmei de arc d=3 mm;-numărul total de spire nt<6.

Capetele arcurilor se spijină în ferestre executate în disc şi în butuc.

68

Fig. 6.5-Parametri constructivi ai elementului elastic suplimentar

Lungimea ferestrei lf se face mai mică cu 15..20% , astfel încât la montare arcurile se pretensionează.Pentru dimensiunile ferestrelor se adopta următoarele dimensiuni: lf=22 mm, Re =62 mm, a=1.5 mm, înclinarea capetelor 1 0.

Tăietura în butuc este:

B=d+λr+λm (6.31)unde: - d=diametrul limitatorului,d=8 mm -λr s i λm=jocurile dintre limitatori și butuc;se adoptă între 2 si 4 mm

B=8+3+3=14 mm 6.3.6 Calculul elementelor de fixare şi ghidare

În timpul rotaţiei discul de presiune este solidar cu volantul motorului, având în acelaşi timp posibilitate deplasării axiale. Această legătură dintre volant şi discul de presiune se face, de regulă, prin intermediul carcasei ambreiajului.

Fig. 6.6-Soluții de fixare între discul de presiune și carcasa ambreiajului

În general, în cazul ambreiajelor monodisc, discul de presiune se verifică la strivirea suprafeţelor de legătură şi carcasă sau dintre disc şi bolţuri.

69

Presiunea specifică de strivire se determină cu relaţia:

ps=β ⋅Mm

R ⋅ z ⋅A≤ psa=10. .12

Nmm2 (6.32)

unde:- z – numărul de reazeme sau bolţuri de ghidare; z=3- R – raza cercului pe care se află bolţurile; R=171- A – aria de strivire A=a ⋅h; A=270 mm2 Rezultă:

ps=β ∙Mm

R ∙ z ∙ A=1.3∙1208000

171∙3 ∙270=11.33 MPa

6.4 Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului

Sistemul de acţionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobile deoarece, faţă de sistemul de acţionare mecanic, prezintă o serie de mai multe avantaje, cum ar fi:

- limitează viteza sw de plasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajului şi prin aceasta incărcările transmisiei;

- randament ridicat;- posibilitatea dispunerii in locul dorit fără complicaţii constructive.

Un tip de sistem de acţionare hidraulic este prezentat in figura 3 de mai jos .

70

Fig.6.24 Sistem de acţionare hidraulic al ambreiajului.

Conform principiului lui Pascal rezultă relaţia:

F1

F2

=d1

2

d22 (6.33)

unde:- d1 - diametrul cilindrului de acţionare;- d2 – diametrul cilindrilui de receptor.

Forţa F2 se determină plecând de la forţa F de apăsare asupra discurilor:

F2=F ∙dc∙ef (6.34)

Forţa F1 in funcţie de forţa de la pedală:

F1=Fp ∙ab

(6.35) inlocuind rezultă forţa la pedală:

F p=F

im ∙ ih ∙ ηa (6.36)

unde:

- im - raportul de transmitere mecanic im=( ab )⋅( cd )∙( ef )- ih - raportul de transmitere hidraulic ih=( d2

2

d11 )

- ηa - randamentul sistemului hidraulic ηa=0.95…0.98

Cunoscând cursa totală a manşonului rulmentului de presiune, se determină cursa cilindrului receptor cu relaţia:

s2=sm∙cd

(6.37) 71

in care: Sm=sl⋅ jd ∙i p ∙i (6.38)unde:

- sl – cursa liberă a manşonului sl=2..4 mm;- j d - jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafeţe de frecare pentru o decuplare completă a

ambreiajului;- i p – raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere; - i – numărul suprafeţelor de frecare.

Se adoptă: s1=3 mm , jd=0.8mm, ip=1.5, i=2 sl=3mm, j d=0.7 mm, i p=1.5, i=2. Rezultă:

Sm=S1⋅jd⋅ip⋅i=3⋅0 . 8⋅1 .5⋅2=7 . 2mm

Se poate calcula cursa cilindrului receptor:

S2=Sm⋅cd=7 . 2⋅2=14 . 4 mm

cu

cd=2

Cunoscând cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ in cilindrul receptor:

V 2=s2 ∙π ⋅d2

2

4 (6.39)

Se adoptă un diametru al cilindrului receptor ca fiind d2=35 mm.Atunci rezultă:

V 2=s2⋅

π⋅d22

4=14 . 4⋅π⋅352

4=13854mm3

Deoarece presiunea de lucru este redusă şi conductele de legătură dintre cilindri au lungime redusă, se poate considera că volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul de lichid generat de pistonul pompei receptoare, V1=V2. Pe baza acestei ipoteze se calculează cursa cilindrului pompei centrale cu relaţia:

72

s1=4 ⋅V 2

π ⋅ d12 (6.40)

Alegem un raport dintre:

d2

d1

=2 .5⇒d1=d2

2 .5=35

2 .5=14 mm

. Cu acesta rezultă:

S1=

4⋅V 2

π⋅d12=4⋅13854

π⋅142=90mm

Cursa totală a pedalei Sp a ambreiajului este:

Sp=s1⋅ab≤150. .180mm (6.41)

Se adoptă:

ab=2⇒Sp=S1⋅

ab=90⋅2=180mm

Forţa la pedală nu trebuie să depăşească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce la obosirea excesivă a conducătorului auto.

Forţa la pedală este:

F p=697712⋅4⋅0 . 98

=14 . 8daN<15daN

unde s-au considerat:- raportul de transmitere mecanic im=12;- raportul de transmitere hidraulic ih=4;- randamentul sistemului hidraulic ηa=0.98.

Bibliografie

[1] Andreescu, Cr. - Dinamica autovehiculelor, notite de curs, Facultatea de Transporturi, UPB,2013-2014

[2] Oprean, M. – Transmisii pentru autovehicule, notite de curs, Facultatea de Transporturi, UPB, 2013-2014

[3] * http://www.man-bodybuilder.co.uk/ 73

* http://web.iveco.com/ * http://www.renault-trucks.ro/ * http://www.daf.com/ * http://www.mercedes-benz.ro/ * http://www.man-la.com/produtos-volkswagen/advantech/caminhoes/familia/constellation/modelos

[4] Stoicescu, A – Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale automobilelor, Ed. Tehnica, Bucuresti, 2007

[5] Andreescu, Cr., s.a. – Aplicatii numerice la studiul fiabilitatii automobilelor, Ed. Magie, Bucuresti, 1996

[6] Mateescu, V. – Compunerea, organizarea si propulsia automobilelor, Litografia U.P.B., 1997

[7] Fratila,Gh.,Calculul si constructia autovehiculelor,Editura Didactica si Pedagogica,Bucuresti

74