PROIECT

AUTOMOBILE

Conductor proiect: 2009

Student:

1

TEM DE PROIECTS se efectueze proiectarea general, funional, privind dinamica traciunii i ambreiajului pentru un automobil avnd urmtoarele caracteristici: Tipul automobilului: autoturism Caroseria: berlin Numrul de persoane (locuri): 5 Masa util maxim constructiv: Viteza maxim in palier: 190 km/h Panta maxim: 34 % Alte particulariti: 4x2, traciune fa

CuprinsI.

Partea I2

1. Prezentarea temei de proiectare. 2. Capitolul 1 Analiza modelelor similare de autovehicule.Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta corespunztor temei de proiectat. 1.1 Alegerea modelelor similare de autovehicule. 1.2 Analiza principalelor parametrii dimensionali exteriori. 1.3 Analiza parametrilor masici : mas proprie, mas util, mas maxim. 1.4 Analiza parametrilor energetici: putere maxim, cuplul maxim, consum de combustibil, putere specific. 1.5 Analiza particularitilor constructive ale modelelor similare. 1.6 Studierea tipului de automobil ce se va proiecta. 3. Capitolul 2 Studiul organizrii generale i a formei caracteristice pentru autovehiculul impus prin tem. 2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali i masici ai automobilului precum i a subansamblurilor acestuia. 2.1.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali exteriori. 2.1.2 Determinarea parametrilor masici. 2.1.3 Determinarea parametrilor dimensionali i masici ai subansamlurilor ce compun automobilul impus prin tem.2.2 Determinarea formei i a spaiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere. 2.3 ntocmirea schiei de organizare general a automobilului de proiectat. 2.4 Determinarea poziiei centrului de greutate al autovehiculului i a parametrilor de stabilitate longitudinal i transversal. 2.4.1 Determinarea poziiei centrului de greutate al autovehiculului att la sarcin nul ct i la sarcin util maxim constructiv i a ncrcarilor la puni. 2.4.2 Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere i stabilitatea longitudinal a automobilului n strns legtur cu panta maxim impus prin tem. 2.5 Alegerea anvelopelor i a jantelor. 4. Capitolul 3 Calculul de traciune al autovehicului de proiectat. 3.1 Determinarea parametrilor necesari calcului de traciune. 3.1.1 Determinarea coeficientului de rezisten la rulare a pneurilor. 3.1.2 Determinarea ariei seciunii transversale maxime a automobiului. 3.1.3 Determinarea coeficientului de rezisten a aerului. 3.1.4 Determinarea randamentului transmisiei. 3.2 Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare n funcie de viteza automobilului. 5. Capitolul 4 Predeterminarea caracteristicii la sarcin total a motorului. Alegerea motorului autovehicului impus prin tem. 4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcin total a motorului din condiia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovrhiculului n palier. 4.2 Alegerea motorului i prezentarea caracteristicii sale la sarcin total.

6. Capitolul 5. Determinarea raportului de transmitere ala transmisiei principale i al primei trepte a schimbtorului de viteze. 5.1 Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale. 5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze (is1). 5.2.1 Determinarea lui is1 din condiia de pant maxim impus prin tem. 5.2.2 Determinarea lui is1 din condiia de vitez minim stabil. 5.2.3 Determinarea lui is1 dup criteriul lucrului mechanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc.

3

II. Partea a II-a1. Studiul tehnic al soluiilor constructive posibile pentru ambreiaj i alegerea variantei ce se va proiecta.1.1 Analiza particularitilor constructive i funcionale ale ambreiajelor mecanice. 2. Calculul de dimensionare i verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului.

3. Calculul i proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare i ghidare). 3.1 Calculul arcului central de tip diafragm 3.2 Calculul discului de presiune 3.3 Calculul discului condus 3.4 Calculul arborelui ambreiajului 3.5 Calculul elementelor de fixare i ghidare 4. Calculul i proiectarea sistemului de acionare al ambreiajului.

Capitolul 1. Analiza modelelor similare de autovehicule. Stabilirea tipului de

autovehicul ce se va proiecta conform temei de proiect

4

1

Alegerea modelelor similare

Conform temei de proiectare, alegerea modelelor similare se va face n funcie de similitudinea dimensiunilor de gabarit (ampatament,lungime, laime, inlime), n functie de performanele acestora (vitez maxim, pant maxim,etc) i n funcie de caracteristicile masice ale automobilelor. Pentru alegerea modelului de automobil de proiectat, caracteristicile principale ale modelelor se vor centraliza n tabele i se vor alctui histograme cu datele din tabele. Automobilul ce se va proiecta va avea dimensiunile de gabarit egale cu media modelelor alese pentru analiz.Pentru aceasta se va face media pentru fiecare din aceste dimensiuni i se determin astfel dimensiunile automobilului din tema de proiect. Cu ceilali parametrii necesari proiectrii se vor proceda la fel. 2 Analiza parametrilor dimensionali exteriori

Caracteristicile dimensionale privind lungimea, limea, nlimea modelelor de automobile sunt prezentate n tabelul 1.1. Tabel 1.1 Nr. Denumire automobil crt. 1 Toyota Corola 2 Mitsubishi Lancer 3 Skoda Octavia 4 Hyunday Accent 5 Chevrolet Lacetti

Lungime [mm] 4540 4535 4569 4280 4515

Lime [mm] 1760 1715 1769 1695 1725

nlime [mm] 1470 1445 1462 1470 1445

Observm c dimensiunile celor cinci modele sunt apropriate diferenele dintrele ele fiind foarte mici. Caracteristicile dimensionale privind ampatamentul, ecartamentul fa i ecartamentul spate sunt prezentate n tabelul 1.2 Tabel 1.2 Nr. Denumire automobil Ampatament 5 Ecartament fa Ecartament spate

crt. 1 2 3 4 5

Toyota Corola Mitsubishi Lancer Skoda Octavia Hyunday Accent Chevrolet Lacetti

[mm] 2600 2600 2578 2500 2600

[mm] 1525 1470 1541 1470 1480

[mm] 1520 1470 1514 1460 1480

Conform datelor automobilele prezentate, acestea au ampatamentul, ecartamentul fa i spate foarte apropiate ca dimensiuni.

1.3 Analiza parametrilor masici Caracteristicile masice privind masa proprie a automobilului, masa util i masa maxim, sunt prezentate n tabelul 1.3

6

Tabel 1.3 Nr. Denumire automobil crt. 1 Toyota Corola 2 Mitsubishi Lancer 3 Skoda Octavia 4 Hyunday Accent 5 Chevrolet Lacetti

Mas proprie [kg] 1270 1165 1210 1241 1175

Mas util [kg] 515 585 660 339 485

Mas maxim [kg] 1785 1750 1870 1580 1660

` Din punct de vedere al maselor totale diferenele nu sunt majore, o mas util mai mare o prezint Skoda Octavia cu 660 kg i Mitsubishi Lancer cu 585 kg, dar din punct de vedere al maselor proprii un avantaj l prezint Mitsubishi Lancer 1165 kg.

1.4 Analiza parametrilor energetici Caracteristicile energetice se vor analiza innd seama de puterea maxim, cuplul maxim i consumul de combustibil al modelelor similare care sunt date n tabelul 1.4

7

Tabel 1.4 Nr. crt. 1 2 3 4 5 Denumire automobil Toyota Corola Mitsubishi Lancer Skoda Octavia Hyunday Accent Chevrolet Lacetti Putere maxim[kW] 71 60 59 71 70 Cuplu maxim [Nm] 130 120 132 125 131 Turaia de putere maxim [rot/min] 6000 5000 5000 6000 6200 Turaia de cuplu maxim [rot/min] 4400 4000 3800 4700 4400

Din histograma parametrilor energetici reiese c toate automobilele au turatia de cuplu maxim apropriate. Din punct de vedere al puterilor dezvoltate Toyota, Hyunday i Chevrolet dezvolt 70kW, dar n acelai timp Toyota, Skoda i Chevrolet dezvolt cuplul cel mai mare.

1.5 Analiza particularitilor constructive ale modelelor similare Fiecare model de automobil are diverse particularti constructive care pot face diferena din punct de vedere al performanelor automobilului, al siguranei acestuia fa de celelalte modele.

8

Aceste particulariti se refer la modul de dispunere al motorului (transversal, longitudinal, fa, spate), al tipului de transmisie si de schimbtor de viteze (manual, automat), al tipului de suspensie folosit ce determin confortul fiecrui automobil, .a.m.d. Particularitile modelelor similare de automobile se vor centraliza intr-un tabelul 1.5 pentru fiecare model n parte. Tabel 1.5 Nr crt 1 2 3 4 5 Denumire automobil Toyota Corola Mitsubishi Lancer Skoda Octavia Hyunday Accent Chevrolet Lacetti Tip motor 1.4 l DOHC 1.3 l SOHC 1.4 l DOHC 1.4 l DOHC 1.4 l DOHC Amplasare motor fa fa transversal fa fa fa Tip schimbtor viteze manual manual manual manual manual Tip suspensie McPherson / bar traciune McPherson McPherson/ multibra McPherson/bar torsiune i antiruliu

Tip traciune fa fa fa fa fa

Tip anvelope 195/65R15 195/60R15H 195/55R16 195/65R15 195/55R15

McPherson/ brae duble

1.6 Stabilirea tipului de automobil ce se va proiecta Pe baza analizelor fcute pe modelele de automobil similare se poate stabili tipul de autovehicul cu caracteristicile sale ce va urma s fie proiectat. Pentru acesta se alege un model preferenial ale crui caracteristici vor predomina n proiectarea automobilului impus prin tem. Conform temei de proiectare autovehiculul ce se va proiecta va avea urmtoarele caracterisrici: - Caroseria va fi berlin cu cinci locuri; - Traciunea va fi la puntea fa cu dispunearea motorului transversal n faa punii; - Schimbtorul de viteze va fi manual; - Tipul de suspensie fa va fi tip McPherson iar suspensia spate va fi bar de traiune; - Anvelopele folosite vor fi 195/65R15; - Viteza maxim in palier de 190 km/h;

Capitolul 2. Studiul organizrii generale i a formei caracteristice

pentru autovehiculul impus prin tem

9

2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali i masici ai atuovehicului precum i ai subansamblurilor acestuia 2.1.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali exteriori Pentru determinarea parametrilor dimensionali principali se va utiliza metoda intervalului de ncredere pentru fiecare parametru al autovehiculului. Determinarea parametrilor dimensionali folosind metoda intervalului de ncredere se face urmrind urmtorii pai: Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modele alese pentru fiecare parametru xj

(2.1)

Calculul abaterii medii ptratice a valorilor parametrului respectiv (2.2)

Calculul coeficientului de variaie a valorilor parametrului respectiv (2.3)

Determinarea intervalului de ncredere pe baza inegalitii (2.4) (2.5)

Alegerea valorii parametrului din intervalul

Dup calcularea fiecrui parametru dup metoda intervalului de ncredere, valorile calculate se vor centraliza n tabelul 2.1 Tabel 2.1 Parametru Sx Cvx [%] Lungime [mm] 4488 110.72 2.47 4334 Lime [mm] 1733 31.05 1.79 1690 nlime [mm] 1458 12.66 0.87 1441 Ampatament [mm] 2576 43.32 1.68 2515 Ecartament fa [mm] 1497 33.42 2.23 1451 Ecartament spate [mm] 1489 26.78 1.8 1452 Pentru automobilul de proiectat se vor alege valorile din ultima coloan xales. 2.1.2 Determinarea parametrilor masici Pentru determinarea parametrilor masici se va utiliza metoda intervalului de ncredere cu aceleai formule. Datele se vor nscrie n tabelul 2.2 10 xales 4500 1750 1450 2600 1455 1460

4641 1776 1476 2636 1544 1502

Tabel 2.2 Parametru Masa proprie [kg] Masa util [kg] Masa maxim [kg]

1212 517 1729

Sx 44.12 120.19 112.27

Cvx [%] 3.64 23.26 6.48

1151 350 1573

1273 684 1885

xales 1200 500 1700

Din ultima coloan se alegvalorile pentru parametrii masici ai automobilului de proiectat.

2.1.3 Determinarea parametrilor masici pentru principalele subansambluri ce compun autovehiculul impus prin tem Pentru determinarea parametrilor masici ai subansamblurilor principale se va ntocmi un tabel n care se vor trece fiecare subansamblu cu valoarea masei proprii i ponderea acestuia din masa automobilului. Datele se se nscriu n tabelul 2.3. Tabel 2.3 Nr. crt 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 Denumire subansamblu Motor transmisie Rezervor de combustibil Sistem de evacuare Schimbtor de viteze Punte fa Punte spate Sistem de direcie Instalaia electric i bataria de acumulator Roile Caroserie, ui i geamuri Scaun conductor auto i scaun pasager Banchet spate i sptar Roat rezerv i echipament auxiliar TOTAL mj [kg] 224 11 27 55 73 45 21 21 70 583 15 25 30 1200 0.187 0.009 0.023 0.046 0.061 0.038 0.018 0.018 0.058 0.486 0.013 0.021 0.025 1

unde mj este masa fiecarui subansamblu, m0 este masa proprie a automobilului.

2.2 Determinarea formei i a spaiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere. Pentru determinarea formei i a spaiului util a automobilului de proiectat se va ntocmi schia de organizare general a automobilului.

11

Dimensiunile interioare ale automobilului se vor alege n funcie de dimensiunile alese pentru definirea spaiului de conducere care trebuie s aib n vedere poziia ct mai comod, s existe libertate de micare a volanului, manetelor de comand i pedalelor. 2.2.1 Determinarea spaiului util Dimensiunile portbagajului sunt stabilte n funcie de tipul i destinaia automobilului. Dintredimensiunile care caracterizeaz aceste zone ale automobilului se menioneaz: - Mrimea volumului util exprimat in dm3 sau m3 - Dimensiunile volumului util: lungime x lime x nlime exprimate n mm. Spaiul util al automobilul de proiectat va avea urmtoarele caracteristici: - volumul spaiului de portbagaj de 450 l (dm3), cu urmtoarele dimensiuni: - lungime: 1300mm; - lime: 800mm; - nlime: 430mm. 2.2.2 Determinarea formei i spaiului postului de conducere Definirea spaiului de conducere se va face prin amplasarea unui manechin din grupa 90%. Prin amplasarea manechinului se nelege poziia acestuia pe scaunul oferului care este definit de urmtoarele unghiuri: - Unghiul dintre axa torsului rezemat pe scaun i vertical; - Unghiurile , , principalelor articulaii (old, genunchi, glezn); Valorile unghiurilor alese sunt date n tabelul 2.4. Tabel 2.4 Unghi Valoare [0] 20 75 120 95

Poziionarea manechinului se va reprezenta grafic sub forma unui desen care va cuprinde poziionarea manechinului pe scaunul oferului i pe bancheta din spate.n cadrul acestui desen se vor indica i reprezenta grafic unghiurile din tabelul 2.4 ,precum i dimensiunile postului de conducere cu valorile date n tabelul 2.5. Tabel 2.5 Nr. Dimensiune Valoare crt Unghiul de nclinare spre napoi [0] 1 25 2 Distana vertical de la punctul R la punctul clciului - Hz [mm] 250 3 Cursa orizontal a punctului R [mm] 150 4 Diametrul volanului D [mm] 330 5 Unghiul de nclinare a volanului [0] 30 6 Distana orizontal ntre centrul volanului i punctul clciului - Wx [mm] 600 7 Distana vertical ntre centrul volanului i punctul clciului - Wz [mm] 750 8 Distana orizontal de la punctul R la punctul clciului Hx [mm] 780 n figura 1 se prezint manechinul bidimensional amplasat la postul de conducere.

12

Fig.1. Manechinul bidimensional amplasat la postul de conducere. 2.3 ntocmirea schiei de organizare general a automobilului de proiectat ntocmirea schiei de organizare general const n desenul automobilului n care se evideniaz organizarea general n faza iniial de proiectare a acestuia.n acest desen se evideniaz postul de conducere, spaiul util, grupul motor-transmisie, punile precum i alte componente ale automobilului.Schia de organizare general se poate executa la scara 1:5 sau 1:10 ea fiind constituit din: vederea n profil, vederea de sus, vederea din fa. La organizarea automobilului trebuie s se aib n vedere anumite elemnte de siguran cum ar fi: bateria de acumulatoare trebuie amplasat ntr-un loc n care s nu fie supus solicitrilor mecanice mari, fiind asigurat accesul uor necesar pentru verificarea strii tehnice i de ntreinere. Ea trebuie s fie amplast ct mai aproape de electromotor pentru a diminua cderea de tensiune prin cablu de alimentare. Rezervorul de combustibil, pentru a diminua pericolul de incendiu, se amplaseaz n partea opus motorului. Deoarece automobilul din tema de proiectare are motorul situat n fa, pentru dispunerea rezervorului avem mai multe posibiliti: - dispunere n partea din fa a portabagajului , n spatele banchetei din spate; - dispunerea n partea din spate sub podeaua portbagajului; - n spate sub podea n zona roilor spate i n spatele acestora. Dispunerea roii de rezerv se poate realiza n mai multe moduri.Locul corespunztor trebuie corelat cu forma spaiului portbagajului i cu amplasarea rezervorului de combustibil. El trebui s asigure un acces uor fr s fie nevoie scoaterea bagajelor din spaiului lor. Sunt cazuri cnd roata de rezerv se amplaseaz sub podeaua portbagajului fiind susinut printrun suport adecvat. 2.4 Determinarea poziiei centrului de greutate al autovehiculului i a parametrilor de stabilitate longitudinal i transversal. 13

2.4.1 Determinarea poziiei centrului de greutate al autovehiculului att la sarcin nul ct i la sarcin util maxim constructiv. Determinarea centrului de greutate al automobilului se va face att la ncrcare nul ct i la ncrcare util maxim constructiv. Coordonatele centrului de greutate al automobilului sunt date de relaiile: coordonata pe x:

(2.6)

-

coordonata pe z:

(2.7)

unde:

Determinarea centrului de greutate al automobilului se face alegnd un sistem de axe XOZ , unde axa X este n lungul automobilului i axa Z este perpendicular pe planul carosabil. Alegerea poziiei originii sistemului de axe se poate face n dou moduri: Originea se afl n centrul petei de contact. Particularitatea acestuia este c la determinarea centrului de greutate vor fi i cote negative. Originea se afl la intersecia dintre dreapta tangent la extremitatea fa a automobilului i planul cii de rulare. In acest caz nu vor fi cote negative.

n legtur cu poziia centrului de mas pentr-o persoan aezat pe scaun, n sensul de mers al automobilului, n cazul scaunelor reglabile, centrul de mas se afl al distana de 100 mm fa de punctul R. nlimea centrului de mas pe vertical , fa de punctul R, are valoarea medie de 180 mm. Pentru determinarea centrului de greutate al automobilului se va ntocmi un tabel n care se va trece denumirea fiecrui subansamblu precum i poziia centrului de mas al acestuia. Poziia originii sistemului de axe pentru automobilul de proiectat se va alege la intersecia dintre dreapta tangent la extremitatea fa a automobilului i planul cii de rulare. a) Determinarea centrului de greutate al automobilului la ncrcare nul. Tabel 2.6 Nr. Denumire subansamblu crt 1 Motor transmisie 2 Rezervor de combustibil 3 Sistem de evacuare 4 Schimbtor de viteze 5 Punte fa 6 Punte spate 7 Sistem de direcie 8 Instalaia electric i bataria de acumulator mj [kg] 224 11 27 55 73 45 21 21 14 xj [mm] 600 3900 1800 600 860 3460 975 875 zj [mm] 580 400 200 420 340 340 600 860 xjmj [mmkg] 134400 42900 54000 33000 73100 207600 20475 18375 zjmj [mmkg] 129920 4400 6000 23100 28900 20400 12600 18060

9 10 11 12 13 14

Roile Caroserie, ui i geamuri Scaun conductor auto i scaun pasager Banchet spate i sptar Roat rezerv i echipament auxiliar Conductor auto

70 583 15 25 30 75 1275

3980 1475 2000 2900 1985 25410 600

520 750 420 400 440 6270 580

278600 859925 30000 72500 148875 1973750 134400

36400 437250 6300 10000 33000 766330 129920

Determinarea ncrcrilor la cele dou puni n cazul automobilului nencrcat se face cu urmtoarele formule: Puntea fa: Puntea spate: Coordonatele centrului de greutate al automobilului nencrcat sunt: (2.8) (2.9)

b) Determinarea centrului de greutate al automobilului la ncrcare maxim Tabel 2.7 Nr. Denumire subansamblu crt 1 Motor transmisie 2 Rezervor de combustibil 3 Sistem de evacuare 4 Schimbtor de viteze 5 Punte fa 6 Punte spate 7 Sistem de direcie Instalaia electric i bataria de 8 acumulator 9 Roata rezerva 10 Caroserie, ui i geamuri 11 Scaun conductor auto 12 Banchet spate i sptar 13 Conducator auto 14 Pasageri spate 15 Masa utila xjmj [mmkg] 134400 42350 54000 33000 73100 207600 20475 18375 278600 845350 30000 72500 148875 618750 600000 3177375 zjmj [mmkg] 129920 4400 6000 23100 28900 20400 12600 18060 36400 437250 6300 10000 33000 99000 160000 1025330

mj [kg] 224 11 30 55 85 60 21 21 70 583 15 25 75 225 200 1700

xj [mm] 600 3850 1800 600 860 3460 975 875 3980 1450 2000 2900 1985 2750 3000 31085

zj [mm] 580 400 200 420 340 340 600 860 520 750 420 400 440 440 800 7510

Determinarea ncrcrilor la cele dou puni n cazul automobilului ncrcat la sarcin maxim se face cu urmtoarele formule: 15

-

Puntea fa: Puntea spate:

(2.10) (2.11)

Coordonatele centrului de greutate al automobilului nencrcat sunt:

n figura 2 se prezint centrul de greutate al automobilul la sarcin nul ct i la sarcin maxim. Centrul de greutate la sarcin nul este notat cu CG0 iar centrul de greutate la sarcin maxim este notat cu CG0.

CG0

CG

Fig.2. Centrul de greutate al automobilului la sarcin nul i sarcin maxim 2.4.2 Determinarea parametrilor de stabilitate longitudinal i transversal n faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut n vedere factorii geometrici: raza longitudinal i transversal de trecere,garda la sol,unghiul de atac i de degajare. Definitivarea lor se face odat cu schia de organizare general i a desenului de ansamblu. Automobilul de proiectat va avea caracteristicile de stabilitate date n tabelul 2.8. Tabel 2.8 Parametru Valoare Garda la sol [mm] 180 Unghiul de atac [0] 20 Unghiul de degajare [0] 20 Raza lomgitudinal de trecere [mm] 4600 Raza tranversal de trecere [mm] 1200 Factorii mecanici ai capacitii de trecere definesc interaciunea dintre automobil i mediul nconjurtor i legtura cu deplasarea acestuia pe un anumit drum. Condiiile cele mai dificile la naintare, pentru automobile sunt la urcarea pantei maxime impus prin tema de proiectare. 16

innd cont c automobilul de proiectat are traciune fa se vor utiliza urmtoarele expresii pentru unghiul limit de patinare i rsturnare. Unghiul limit de patinare: (2.12) Unghiul de rsturnare:

(2.13)

Panta maxim din tema de proiectare este de 34% adic un unghi de 180. Condiiile de stabilitate longitudinal, la deplasarea automobilului pe pant maxim impus sunt:

2.5 Alegerea pneurilor i a jantelor i stabilirea caracteristicilor acestora La alegerea pneurilor trebuie s se in seama de o caracteristic important a pneurilor reprezentat de capacitatea portant care este definit prin ncrcarea radial maxim suportat de pneu. Fiind ales numrul de pneuri la fiecare punte, ncrcarea static pe pneu corespunde sarcinii utile maxime calculate a utomobilului va fi:

Capacitatea portant necesar a pneului va fi: ncrcarea static pe pneurile punii fa: (2.14) ncrcarea static pe pneurile punii spate:

Capacitatea portant necesar este: :

daN

Pneul ales pentru automobilul de proiectat va avea urmtoarea simbolizare 195/65 R15 T cu urmtoarele caracteristici: Limea seciunii pneului: Bu=195 mm 17

-

Diametrul exterior: De= 622 mm Raza liber r0=311 mm Raza static rs= Raza de rulare rr= r0=0.93*311=290 mm Capacitatea portant Qp=495 daN i presiunea aerului din pneu corespunztoare p=2.8 bar Viteza maxim de exploatare a pneului Vpmax=190 km/h

Capitolul 3. Calculul

de traciune al autovehicului de proiectat

3.1 Determinarea parametrilor necesari calcului de traciune 3.1.1 Determinarea coeficientului de rezisten la rulare a pneurilorn timpul rulrii automobilului coeficientul de rezisten la rulare are o influen important asupra puterii motorului i a comsumului de combustibil. Determinarea coeficientului de rezisten la rulare pentru automobilul de proiectat se va face n funcie de caracteristicile pneurilor i dup o funcie polinomial : (3.1) unde: Se va reprezenta grafic Tabel 3.1 V [km/h] 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 f 0.016 0.016 0.016 0.016 0.016 0.016 0.016 0.017 0.017 0.017 V [km/h] 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 f 0.017 0.018 0.018 0.019 0.019 0.020 0.020 0.021 0.022 0.023 dupa valorile centralizate n tabelul 3.1.

18

Variaia coeficientului de rezisten la rulare n funcie de viteza automobilului.

Se observ din grafic precum i din tabel, cu ct viteza automobilului crete i coeficientul f crete dup o funcie parabolic. Pentru determinarea coeficientului f s-a considerat c automobilul ruleaz numai pe astfalt.

3.1.2 Determinarea ariei seciunii transversale maxime a automobilului Aria seciunii maxime sau aria proieciei frontale a automobilului se obine prin: Planimetrarea conturului exterior delimitat din vederea din fa a desenului de ansamblu; Calculul cu relaia: (3.2)

Pe baza formului de mai sus, pentru automobilul de proiectat s-a determinat aria seciunii maxime a automobilului :

19

3.1.3 Determinarea coeficientul de rezisten a aerului Pentru determinarea performanelor de traciune i consum al automobilului de proiectat, principalii parametri aerodinamici care trebui cunoscui sunt coeficientul de rezisten a aerului cx, aria seciunii transversale maxime a automobilului A. Coeficientul cx este dependent de forma automobilului i de aceea este util s se cunoasc valoarea acestuia i pentru diferite tipuri de automobile. n tabelul dat, se dau intervale cu valorile lui cx n funcie de aria automobilului. Tabel 3.2 Tipul automobilui Autoturism cu caroserie nchis A [m2] 1.62.8 cx 0.300.50 cx ales 0.4

3.1.4 Determinare randamentului transmisiei Prin determinri experimentale s-a artat c randamentul transmisiei depinde de un numr mare de factori: momentul transmis, turaia arborelui primar, treapta cuplat a schimbtorului de vitez. Deoarece luarea n considerare a tutror acestor factori n faza iniial a proiectrii automobilui e dificil atunci randamentul transmisiei se consider constant. Randamentul automobilului din tema de proiectare se adopt la valoarea .

3.2 Determinarea rezistenelor la naintare i a puterilor corespunztoare, n funcie de viteza automobilui Puterea maxim a motorului este condiionat de puterea cea mai mare necesar deplasrii automobilului. Automobilul n deplasare trebuie s nving urmtoarele rezistene: Rezistena la rualare: Rezistena la pant: Rezistena aerului: dar (3.3) (3.4)

(3.5)

Bilanul de putere al automobilului este: (3.6) Motorul automobilului trebuie s nving puterile dezvoltate de ctre rezistene.Acestea sunt: Puterea la rulare: Puterea aerului: (3.7) (3.8)

Valorile rezistenelor i a puterilor corespunztoare se vor centraliza n tabelul 3.3. 20

Se vor reprezenta grafic variaia fiecarei rezistene i puteri n funcie de viteza automobilui. Tabel 3.3 V [km/h] Rrul [daN] Ra [daN] Prul [kW] Pa [kW] R P 0 27.40 0.000 0.000 0.000 27.396 0.000 10 27.27 0.395 0.757 0.011 27.661 0.768 20 27.22 1.579 1.512 0.088 28.795 1.600 30 27.25 3.553 2.270 0.296 30.798 2.567 40 27.35 6.317 3.039 0.702 33.670 3.741 50 27.54 9.870 3.825 1.371 37.409 5.196 60 27.81 14.213 4.634 2.369 42.018 7.003 70 28.15 19.345 5.474 3.761 47.494 9.235 80 28.57 25.267 6.350 5.615 53.840 11.964 90 29.08 31.978 7.269 7.995 61.054 15.263 100 29.66 39.479 8.238 10.966 69.136 19.204 110 30.32 47.770 9.263 14.596 78.087 23.860 120 31.06 56.850 10.352 18.950 87.906 29.302 130 31.87 66.720 11.510 24.093 98.594 35.603 140 32.77 77.379 12.744 30.092 110.151 42.836 150 33.75 88.828 14.061 37.012 122.575 51.073 160 34.80 101.067 15.468 44.919 135.869 60.386 170 35.94 114.095 16.970 53.878 150.031 70.848 180 37.15 127.913 18.574 63.956 165.061 82.531 190 38.44 142.520 20.288 75.219 180.960 95.507 Reprezentrile grafice pentru fiecare rezisten i putere corespunztoare.

21

22

23

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

24

Capitolul 4

Prederminarea caracteristicii la sarcin total a motorului. Alegerea motorului autovehiculului impus prin tem.

Puterea maxim a motorului este condiionat de puterea cea mai mare necesar deplasrii autovehiculului n stns legtur cu performanele de traciune. Prin tema de proiect se impune o vitez maxim a autovehiculului, care se poate atinge numai n palier. Pentru a avea o anumit acoperire, din punct de vedere a puterii, se admite c viteza maxim se poate atinge pe o pant foarte mic,(p0=(0.050.3)%), rezultnd astfel o putere maxim mai mare dect n cazul deplasrii n palier. 4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcin total a motorului din condiia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului n palier. Bilanul de putere este: Pentru V=Vmax, rezult c Relaia (4.1) devine: (4.1) deci Pd=0 (4.2) Puterea maxim a motorului conform relaiei (4.2) este:

unde s-a considerat p0=0.3%. Deoarece n tema de proiectare nu s-a impus un motor anume, alegerea motorului se face analiznd motoarele modelelor similare de autovehicule i n funcie de soluiile pe care le au modelele similare se alege motorul autovehiculului de proiectat. Tipurile de motoare ale modelelor similare sunt prezentate n tabelul 4.1. Tabel 4.1 Nr crt Denumire automobil 1 Toyota Corola 2 Mitsubishi Lancer 3 Skoda Octavia 4 Hyunday Accent 5 Chevrolet Lacetti

Tip motor 1.4 l DOHC 1.3 l SOHC 1.4 l DOHC 1.4 l DOHC 1.4 l DOHC

Tip combustibil benzin benzin benzin benzin benzin

Din tabel se observ c toate modelel similare sunt echipate cu motoare pe benzin, deci autovehiculului de proiectat va fi echipat la rndul su tot cu motor pe benzin. Modelarea caracteristicii la sarcin total a motorului se face cu relaia analitic: (4.3) sau sub o form simplificat: (4.4)

unde fP definete caracteristica la sarcin total raportat i depinde de tipul i caracteristicile constructive ale motorului. Dup ce tipul de motor a fost ales se determin valorile coeficienilor de adaptibilitate (c a) i coeficienilor de elasticitate (ce) ai motorului, pentru fiecare motor al modelelor similare. 25

Coeficienii au urmtoarele formule: Coeficientul de adaptibilitate:

(4.5)Coeficientul de elasticitate: ntre cei doi coeficieni exist legtura:

(4.6)(4.7)

Pe baza formulelor de mai sus s-au determinat coeficienii de adaptabilitate i elasticitate pentru motoarele modelelor similare. Valorile acestora sunt date n tabelul 4.2. Tabel 4.2 Nr. Denumire automobil crt 1 Toyota Corola 2 Mitsubishi Lancer 3 Skoda Octavia 4 Hyunday Accent 5 Chevrolet Lacetti

Ca 1.53 1.40 1.48 1.43 1.58

Ce 0.73 0.80 0.76 0.78 0.71

Valorile coeficienilor pentru motorul automobilului de proiectat se va face dup metoda intervalului de ncredere. Dup aplicarea metodei intervalului de ncredere s-au abinut intevalul de valori pentru fiecare coeficient n parte. Intervalul de valori precum i valoarea aleas este dat n tabelul 4.3. Tabel 4.3 Coeficient Ca Ce Interval 1.39 1.59 0.71 0.81 Valoare aleas 1.25 0.75

Cunoscndu-se valorile coeficienilor de adaptabilitate i elasticitate se pot calcula valorile coeficienilor de form ai carateristicii motorului. Acestia sunt:

(4.8)

respectiv

(4.9)

Pe baza formulelor (4.8) i (4.9) se calculeaz pentru fiecare model similar coeficienii de form ai caracteristicii motorului modelului similar. Valorile sunt date n tabelul 4.4. Tabel 4.4 Nr. Denumire automobil crt 1 Toyota Corola 2 Mitsubishi Lancer 3 Skoda Octavia 4 Hyunday Accent 5 Chevrolet Lacetti

0.15 -0.50 -0.08 -0.33 0.25

2.68 4.00 3.17 3.67 2.53

1.83 2.50 2.08 2.34 1.78

0.08 -0.50 -0.08 -0.27 0.34

2.84 4.00 3.17 3.54 2.33

1.92 2.50 2.08 2.27 1.66

26

Pentru motorul ales dup efectuarea calculelor se obine: respectiv

Se adopt o valoare pentru mrimea rapotat: Pentru autoturisme se adopt .

.

Puterea maxim necesar motorului teoretic la vitez maxim se calculeaz cu formula: (4.10) unde Rezult (4.11)

Pentru stabilirea turaiei de putere maxim nP se ine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, n special acelora cror putere maxim se aproprie de cea calculat. Astfel parametrii modelrii curbei de putere sunt cunoscui i aceasta poate fi utilizat n gama de valori ale turaiei . Unde . Pentru motorul teoretic al automobilului de proiectat turaia se ncadreaz n intervalul: . Astfel cu turaia stabilit se poate modela caracteristica de putere utiliznd relaia 4.3. Modelarea curbei de moment motor se poate face cu ajutorul relaiei de transformare: unde P [kW] i n [rot/min]. (4.12)

Modelarea curbelor de putere i moment maxim al modelelor similare de motoare, se va face la fel ca i pentru motorul teoretic. Variia valorilor puterilor i momentelor maxime ale modelelor similare de motor se dau n tabelul 4.5, precum i graficele lor. Tabel 4.5 n[rot/min] P [kW] M [daNm] P [kW] M [daNm] 1200 9 7 11 9 2000 20 9 25 12 2800 33 11 40 14 3600 47 12 56 15 4400 59 13 70 15 5200 68 12 80 15 6000 71 11 83 13 6800 67 9 78 11 7600 55 7 62 8

27

28

4.2 Alegerea motorului i prezentarea caracteristicii sale la sarcin total Pentru alegerea motorului ce va echipa automobilul de proiectat, se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcin total. Aceasta presupune alegerea a cel puin dou motoare cu putere maxim foarte apropriat de cea teoratic i suprapunerea curbelor de variaie . n funcie de poziia relativ a curbelor obinute se alege motorul care asigur o rezerv de putere mai mare.Adic se va alege motorul a crei caracteristici este situat deasupra celei teoretice. Valorile calculate necesare trasrii caracteristicii la sarcin total pentru motorul teoretic se dau n tabelul 4.6 precum i graficul caracteristicii. Tabel 4.6 n[rot/min] P [kW] M [daNm] 1200 7 6 2000 20 10 2800 37 13 3600 54 14 4400 68 15 5200 75 14 6000 74 12 6800 60 8 7600 31 4

Caracteristica relativ la sarcin total a motorului teoretic precum si valorile acesteia sunt date n tabelul 4.6. Tabel 4.6 n/nP P/Pmax 0.20 0.09 0.33 0.26 0.47 0.48 0.60 0.70 0.73 0.88 0.87 0.97 1.00 0.96 1.13 0.78 1.27 0.40

29

n funcie de poziia ocupat de curbele caracteristicilor relative modelelor similare de motoare fa de motorul teoretic se va face alegerea motorului care posed o rezerv de putere mai mare. Valorile caracteristicilor relative ale modelor de motoare similare i motorul teoretic sunt prezentate n tabelul 4.7. Tabel 4.7 n/nP P/Pmax P/Pmax P/Pmax 0.20 0.13 0.13 0.09 0.33 0.28 0.28 0.27 0.47 0.46 0.45 0.50 0.60 0.66 0.64 0.73 0.73 0.83 0.80 0.92 0.87 0.96 0.91 1.01 1.00 1.00 0.94 1.00 1.13 0.94 0.89 0.81 1.27 0.77 0.70 0.42 0.20 0.13 0.13 0.09

30

Conform caracteristicii, motorul ce va echipa automobilul de proiectat va fi motorul modelului similar i va avea caracteristicile urmtoare: Pmax=71 kW, nP=6000 rot/min, Mmax= 13 daNm ,nMmax= 4400 rot/min .

Capitolul 5 Derminarea

raportului de transmitere al transmisiei principale i al primei trepte a schimbtorului de viteze

5.1 Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale. Viteza maxim a automobilului prescris n tema de proiectare se obine n treapta cea mai rapid a schimbtorului de viteze. Dac soluia de schimbtor de viteze adoptat pentru automobilul de proiectat este schimbtor cu trei arbori, atunci viteza maxim se atinge n treapta de priz direct, iar dac schimbtorul este cu doi arbori atunci viteza maxim se atinge intr-o treapta similarprizei directe cu raport de transmitere apropriat de unitate. Pentru stabilirea tipului de schimbtor de viteze ce se va adopta pentru automobilului de proiectat se vor studia modele similare pentru a stabili cu ce tipuri de schimbtoare de viteze au fost echipate. Se va face o analiz asupra tipulului de schimbtor ce poate echipa automobilul.Aceast analiz const n evidenierea influenei tipului de schimbtor de viteze asupra performanelor automobilului, adic n alegere raportului iSN. Se tie c: iar pentru viteza maxim relaia devine: unde iSN depinde de tipul de schimbtor adoptat. Pentru schimbtor cu trei arbori iSN=1 (priz direct). Pentru schimbtor cu doi arbori iSN=0.91..0.98 sau iSN=1.03..1.05. Din relaia (5.2) rezult unde (5.3) (5.4)

(5.1)(5.2)

Conform relaiei (5.3) rezult - Pentru schimbtorul cu trei arbori Pentru schimbtorul cu doi arbori

Deoarece i0pred< 7 rezult c transmisia principala folosit va fi una simpl. Pentru definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale se alege un numr de dini pentru pinionul de atac al transmisiei principale, care este dependent de raportul de transmitere. Pentru aceasta se vor alege trei perechi de numere de dini pentru pinionul de atac. Valorile rapoartelor de transmitere efective i numarul de dini sunt date n tabelul 5.1.

31

Tabel 5.1 Tip schimbtor Nr. crt 1 2 3 Numar dini pinion (Zp) 14 15 17

Schimbtor cu doi arbori Numr dini coroan (Zc) 62 67 76 i0pred 4.45 ief 4.43 4.47 4.47

Schimbtor cu trei arbori Zc 60 65 73 i0pred 4.32 ief 4.29 4.33 4.29

Alegerea raportului de transmitere se va face dup analiza curbelor puterii automobilului pentru fiecare tip de schimbtor.

32

Din caracteristica puterii automobilului reiese c viteza maxim atins de automobil indiferent de schimbtorul de viteze se situeaz n jurul valorii de 170 km/h. Deoarece automobilul este organizat dup soluia totul fa, schimbtorul de viteze care se va adopta este unul cu doi arbori,iar transmisia principal este transmisie cilindric simpl, avnd raportul de transmitere i0=4.3 reprezentat n fig 5.1.

Fig. 5.1 Transmisie principal simpl 5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze Atunci cnd automobilul ruleaz pe drum cu vitez constant , atunci cnd e cuplat trepta de priz direct sau similara acesteia, el poate urca o anumit pant maxim pdmax.Viteza corespunztoare acestei pante reprezint viteza critic n acesta treapt. Aadar automobilele nu se pot deplasa cu pant mare dac ar fi cuplat treapta de priz direct sau similara acesteia.Pentru ca autovehiculul s se poat deplasa pe diferite drumuri sau pante diferite trebuie s creasc fora de traciune la roat.Acest lucru se poate realiza dac se folosete un reductor care s mreasc raportul de transmitere total al transmisiei.ntruct rezistenele la naintare variaz ntre valoare minim i valoare maxim i raportul de transmiter al acestuia trebuie s se varieze pentru a pune n concordan fora de traciune cu rezistenele la naintare i a asigura anumite regimuri optime de funcionare ale motorului. Acest reductor cu raport de transmitere variabil se numete schimbtor de viteze. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze utiliznd urmtoarele criterii: 1. Criteriul nvingerii pantei maxime impuse n tem. 2. Criteriul deplasrii n palier, pe drum modernizat, cu o vitez minim stabil. 3. Criteriul solicitrii ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc. 5.2.1Determinarea lui iS1 din condiia de pant maxim. La determinarea acestui raport se pune condiia ca urcarea pantei maxime, pmax, s se fac cu vitez constant, redus. Din bilanul de traciune se obine relaia:

(5.5) n care rezistena specific maxim a drumului se calculeaz cu relaia: (5.6)33

5.2.2 Determinarea lui iS1 din condiia de vitez minim stabil Considerarea acestui criteriu are n vedere regimul uniform de micare pe un drum modernizat n palier.Utiliznd aceast condiie , valoarea acestui raport este dat de relaia: (5.7) unde Vmin =6..10 km/h i nmin=0.2 nP Vmin=10 km/h

5.2.3 Determinarea lui iS1 dup criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe locSolicitrile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa la pornirea de pe loc.Lund n considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, n cazul deplasrii pe un drum n palier, de efectul valorii turaiei iniiale a motorului, n0 i de mrimea puterii specifice, Psp, se obine urmtoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte: (5.8) unde

(5.9)

n urma determinrii raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze, utiliznd criteriile amintite, valoarea lui iS1 n toate cele trei cazuri este aproape identic, o foate mic diferen fiind n cazul criteriului de urcare a pantei maxime. n concluzie valoare adoptat pentru raportul de transmitere al primei trepte a schimbtorului de viteze iS1=3.06.

34

1. Studiul tehnic al soluiilor constructive posibile pentru ambreiaj i alegerea variantei ce se va proiecta. Pentru a transmite fluxul de putere i cuplul de la motor la transmisie i implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un organ care s ntrerup acest flux energetic.Acest rol este ndeplinit de ambreiaj. Ambreiajul servete cuplarea temporar i la cuplarea progresiv a motorului cu transmisia. Decuplarea motorului de transmisie e necesar n urmtoarele cazuri: - Pornirea din loc a automobilului; - n timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbtorului de vitez; - La frnarea automobilului; - La oprirea automobilului cu motorul pornit; Cuplarea progresiv a motorului cu transmisia este necesar n cazurile urmtoare: - La pornirea din loc a automobilului; - Dup schimbarea treptelor de vitez; Pentru funcionare, ambreiajul trebuie s ndeplineasc urmtoarele condiii: - S permit decuplarea rapid i complet a motorului de transmisie, pentru o schimbare a treptelor fr ocuri; - Decuplarea s se fac cu eforturi reduse din partea conductorului fr o curs mare la pedal; - S asigure o cuplare progresiv a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii brute a automobilului; - S asigure n stare cuplat o mbinare perfect ntre motor i transmisie; Ambreiajele folosite pe automobile sunt de mai multe tipuri, n funcie de principiul de funcionare.Acestea sunt: - Ambreiaje mecanice (cu friciune); - Ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje); - Ambreiaje electromagnetice; - Ambreiaje combinate; Cele mai rspndite ambreiaje pe automobile sunt cele mecanice (cu friciune).la care legtura dintre partea condus i cea conductoare se realizaez prin fora de frecare. Prile constructive ale ambreiajului sunt: 1. Partea conductoare partea montat pe volantul motorului. Cuprinde: a) Carcasa interioar a ambreiajului; b) Placa de presiune; c) Arcul de presiune. 2. Partea condus partea care este n legtur direct cu arborele primar al schimbtorului de vitez. Cuprinde: a) Discul condus al ambreiajului; b) Arborele ambreiajului. 3. Sistemul de acionare sau comand care cuprinde: I. Sistemul interior de acionare format din: a) Prghii de debreiere; b) Inelul de debreiere; c) Rulmentul de debreiere; d) Furca ambreiajului. II. Sistemul exterior de acionare care poate fi de tip: a) Neautomat cu acionare mecanic sau hidraulic; b) Neautomat cu servamecanism de tip hidraulic, pneumatic, electric; c) Automate. 35

Cele mai folosite i rspndite tipuri de ambreiaje pentru automobile sunt ambreiajele mecanice cu arcuri periferice, cu arc diafragm i ambreiaje cu arc central. Pentru a se decide ce tip de ambreiaj va echipa automobilul, se vor analiza modele de automobil similare din punct de vedere al tipului de ambreiaj cu care au fost echipate. Pe lng analiza modelelor similare de automobil, se va face i o analiz a doua ambreiaje din punt de vedere al construciei i a funcionrii. Tipul de ambreiaj cu care sunt echipate automobilele este influenat de momentul motor transmis, tipul acionrii (mecanic, hidraulic), tipul frecrii (uscat,umed), etc. 1.1 Analiza particularitilor constructive i funcionale ale ambreiajelor mecanice A. Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice. Este foarte rspndit acest tip de ambreiaj att la camoiane ct i la autoturisme, datorit greutii reduse ct i simplitii constructive. Reprezentat n fig. 1.

Fig. 2 Seciune transversal prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice. 1-volant; 2-disc ambreiaj; 3-plac de presiune; 4,5- ax; 6-prghie de debreiere; 7-manon; 8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10-garnitur termoizolant; 11-carcas; 12-orificii practicate n volant. Utilizarea acestui ambreiaj este recomandat n cazul n care momentul transmis nu depete 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este c folosete dou rnduri de arcuri de presiune, asfel se obine o for de apsare mai mare cu arcuri mai puin rigide.

36

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

Fig.2. Seciune transversal prin ambreiajul monodisc cu arc central 1-flan arbore cotit; 2-buc de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcas ambreiaj; 6-coroan dinat volant; 7-garnituri disc ambreiaj; 8 - plac disc ambreiaj; 9-arcuri elicoidale; 10-diafragm; 11-rulment presiune; 12-urub fixare; 13 uruburi; 14- etanare; 15 -furc; 16-nit diafragm. Datorit avantajelor pe care le prezint arcul diafragm, n ultimul timp a ajuns s fie utilizat foarte mult pe autoturisme. n tabelul 1.1 sunt prezentate automobilele similare i tipul de ambreiaj cu care sunt echipate. Tabel 1.1 Nr. crt Denumire automobil 1 Toyota Corola 2 Mitsubishi Lancer 3 Skoda Octavia 4 Hyunday Accent 5 Chevrolet Lacetti Tip ambreiaj monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragma, fara azbest monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm monodisc uscat, hidraulic cu arc tip diafragm 37

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

2. Calculul de dimensionare i verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului n starea cuplat, discul condus este legat cinematic de restul transmisie prin intermediul arborelui ambreiajului, amplasat ntre volant i placa de presiune, placa de presiune fiind apsat de ctre arcul diafragm. Ambreiajul transmite momentul motor la schimbtorul de viteze, moment care depinde: Coeficientul de frecare dintre suprafeele de contact; Presiunea de contact; Numrul suprafeelor de contact; Diametrul discului condus;

n timpul funcionrii suprafeele de frecare sunt supuse uzurii, pentru ca ambreiajul s transmit momentul i n cazul uzurii suprafeelor de frecare la dimensionarea discului ambreiaj se adopt un moment mai mare dect momentul maxim al motorului, numit moment de calcul al ambreiajului: (2.1) unde valoarea coeficientului se alege n funcie de tipul i destinaia automobilului. Pentru automobilul de proiectat coeficientul este cuprins ntre 1.31.75. Se alege =1.5. Momentul de calcul al ambreiajului este:

Diametrul garniturii de frecare a ambreiajului este dat de formula : (2.2) unde: presiunea de contact p0=0.25 Mpa; coeficientul de frecare =0.3; numrul suprafeelor de frecare i=2; raza exterioar a garniturii de frecare s-a ales c=0.75.

. (2.3)

Se adopt Re=100 mm i Ri=65 mm. Se calculeaz raza medie: Fora de apsare, pe discul condus , este: (2.5) 38 (2.4)

Atunci presiunea p0 este: (2.6) Momentul rezistent la pornirea din loc redus la arborele ambreiajului este dat de relaia: (2.7) unde : - coeficientul de rezistent specific a drumului =0.1; - raportul de transmitere al transmisiei formate din transmisia principal i prima treapt a schimbtorului de vitez it=1; - randamentul transmisiei t=0.92; - greutatea remorcii se consider Gr=0. Aria suprafeelor de frecare este: (2.8) Ambreiajul se consider corect dimensionat dac momentul de calcul (2.1) este egal cu momentul definit de relaia:(2.9)

Lucrul mecanic de frecare este dat de relaia: (2.12) unde: - n - turaia motorului la pornire se consider 500..600 rot/min; - k coeficient de cretere al momentului n timpul cuplrii se consider 30..50 daNm/s; - coeficientul de rezisen a drumului se consider 0.1; Pentru ambreiajul de calculat se consider: - n=600 rot/min; - k=40 daNm/s; Deci lucrul mecanic de frecare este:

Lucrul mecanic specific este: (2.13)

Ambreiajul se verific la nclzire. Verificarea la nclzire a pieselor ambreiajului se face calculnd creterea de temperatur cu relaia: (2.14) unde: -coeficient care exprim partea din lucrul mecanic care se consum pentru nclzirea piesei; 39

- c-cldura specific a piesei ce se verific; - m-greutatea piesei care se verific; Pentru ambreiajul monodisc coeficientul =0.5, c=500 J/kg0C Rezult: Pentru automobile

3. Calculul i proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare i ghidare).3.1 Calculul arcului central de tip diafragm Arcul folosit la ambreiajul proiectat este un arc diafragm.Acest arc poate avea dou forme constructive care pot fi folosite: arc diafragm fr tieturi dup generatoare i arc diafragm cu tieturi dup generatoare. Arcul fr tieturi dup generatoare sau arcul continuu este un arc foarte rigid, de aceea pentru mrirea elasticitii se folosete arcul diafragm cu tieturi dup generatoare. Caracteristica arcului diafragm, pentru raportul , are poriuni de rigiditate negativ (la creterea sgeii la comprimare fora scade). Astfel arcurile diafragm sunt cele mai rspndite pe automobile. Arcul diafragm are urmtoarele dimensiuni: - nlimea total a arcului H; - nlimea arcului h; - grosimea arcului S; - diametrul de aezare d2; - diametrul exterior al arcului d1; - diametrul interior d3. Solicitrile maxime obinute n arc sunt urmtoarele: - n arc momentul radial M1 dat de forele F , Q i fora tietoare T1 : (2.15) n prghiii momentul ncovoietor M2 i fora tietoare T2 : (2.16) Constructiv se adopt urmtoarele dimensiuni: - diametrul exterior al arcului d1=175 mm; - diametrul interior d3=35 mm; - numrul de prghii z=18; - diametrul de aezare d2=135 mm; - grosimea arcului s=2 mm; Rezult: momentul radial 40

- fora de debreiere Fora F determin n seciunile arcului eforturi unitare axiale t . Deoarece celelalte eforturi ce apar n arc sunt neglijabile n raport cu efortul t , atunci calculul de rezisten se face numai pentru acest effort unitar, folosind relaia: (2.17) unde: E modulul de elasticitate al materialului; - coeficientul lui Poisson; f deformaia arcului n dreptul diametrului d2; s grosimea discului; k1, k2, k3 coeficieni de form ce au relaiile;

(2.18)

(2.19)

Pe baza relaiilor rezult efortul unitar maxim:

(2.20)

unde s-au considerat: - h=5 mm; - s= 2 mm; - f=h=5 mm Pentru calculul deformaiilor n timpul debreierii se folosesc urmtoarele relaii: q=q1+q2 unde: unde s-au considerat: - coeficient de form al lamelei =1.315; - numrul de prghii z; - momentul de inerie al seciunii lamelei Atunci deformaia n timpul debreierii este: q=q1+q2=12.5+33.65=46.15 mm

41

Deformaia arcului ncrcat cu sarcin uniform distribuit pe circumferinele de diametre d 1 i d2 se face dup relaia: (2.21) Aceasta reprezint caracteristica elastic a arcului n timpul cuplrii. Pentru trasarea acestei caracteristici deformaia arcului se va varia de la 0 pn la 1.7h. Datele se vor centraliza n tabelul II.1, i se va trasa caracteristica elastic a arcului. Tabel II.1 f [mm] 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 5.5 6 6.5 7 7.5 8 8.5 F [N] 0.00 198.66 344.47 443.31 501.05 523.56 516.71 486.37 438.42 378.72 313.16 247.59 187.89 139.94 109.60 102.75 125.26 183.00

42

3.2 Calculul discului de presiune Funcional discul de presiune reprezint dispozitivul de aplicare a forelor de presiune ale arcurilor de presiune pe suprafaa de frecare. Este o component a prii conductoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri i mas metalic pentru preluarea cldurii rezultate n procesul patinrii ambreiajului. Predimensionarea discului de presiune se face din condiia prelurii cldurii revenite n timpul patinrii ambreiajului. Considernd discul de presiune un corp cilindric cu urmtroarele dimensiuni: - Raza exterioar red=Re+(3..5) mm (2.21) - Raza interioar rid=Ri-(3..5) mm (2.23) - nlimea discului hd Pe baza acestor relaii rezult: - Raza exterioar red=Re+(3..5)=100+5=105 mm - Raza interioar rid=Ri-(3..5)=65-5=60 mm unde: nlimea discului (2.24 )

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

3.3 Calculul discului condus Calculul discului condus const n urmtoarele: a) Verificarea canelurilor butucului; b) Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc; c) Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare; d) Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar; a) Verificarea canelurilor butucului Canelurile butucului se verific la forfecare i strivire exact la fel ca la arborele ambreiajului. Verificarea la strivire: (2.25) unde: z numrul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri; l lungimea canelurilor se recomand l=Di =25 mm; h nlimea canelurilor; se adopt h=1.5 mm; di - diametrul de fund ale canelurilor; de diametrul exterior al canelurilor; se adopt de=23.5 mm;

-

Rezult: 43

Canelurile se mai verific i la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relaia: (2.26) unde: z numrul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri; l lungimea canelurilor se recomand l=Di =25 mm; b limea canelurilor; se adopt b=1.5 mm; di - diametrul de fund ale canelurilor; de diametrul exterior al canelurilor; se adopt de=23.5 mm;

-

Rezult:

b) Verificarea niturilor de fixare a discului propriu-zis de butuc Discul condus se fixez cu butucul prin intermediul unor nituri. Niturile sunt confecionate din OL34 sau OL 38 i au un diametru cuprins ntre 6..8 mm. Niturile se verific la strivire i forfecare. Verificarea niturilor la forfecare se face dup relaia:

(2.27) unde:-

- raza cercului pe care sunt dispuse niturile; numrul de nituri; - seciunea tranversal a nitului; ,

Se alege diametrul nitului dn=6 mm, numrul de nituri zn=16 nituri,

rn=70 mmRezult:

Verificarea la strivire se face dup relaia: (2.28) unde:-

- raza cercului pe care sunt dispuse niturile; numrul de nituri; - diametrul nitului; - lungimea prii active a nitului;

Rezult:44

c) Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare Niturile de fixare a garniturii de frecare se verific deasemenea la forfecare i strivire. Acestea sunt confecionate din acelai material ca i niturile de prindere a discului condus. d) Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar Acest calcul se face punnd condiia ca momentul Me care comprim arcurile pn la opritori s fie, n general egal cu momentul generat de fora de aderen ale roilor motoare ale automobilelor. (2.29) unde: sarcina dinamic ce revine punii motoare; coeficient de aderen ; - raza roii de rulare; - raportul de transmitere al transmisiei principale; raportul de transmitere al primei trepte de vitez; . (2.30)

Rezult: Fora Fe care solicit un arc este dat de relaia:

unde: - numrul arcurilor elementului elastic suplimentar; se adopt - raza de dispunere a arcurilor; se adopt Rezult: . Capetele arcurilor se spijin n ferestre executate n disc i n butuc. Lungimea ferestrei lf se face mai mic cu 15..20% , astfel nct la montare arcurile se pretensioneaz. Pentru dimensiunile ferestrelor se recomand urmtoarele dimensiuni: lf=25..27 mm, Re =40..60 mm, a=1.4..1.6 mm, nclinarea capetelor 1..1.50. 3.4 Calculul arborelui ambreiajului Dimensionare arborelui ambreiajului se face din condiia de rezisten la torsiune determinat de momentul motor. Diametrul de predimensionare al arborelui este dat de relaia: (2.31) unde: - diametrul de fund al canelurilor; - efortul unitar admisibil la solicitarea de torsiune i este cuprins ntre Rezult diametrul Se adopt .

.

45

Att canelurile arborelui i cele ale butucului trebuie verficate la strivire. Verificarea la strivire n cazul ambreiajului monodisc se face dup relaia: (2.32)

unde: -

z numrul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri; l lungimea canelurilor se recomand l=Di =25 mm; h nlimea canelurilor; se adopt h=1.5 mm; di - diametrul de fund ale canelurilor; de diametrul exterior al canelurilor; se adopt de=23.5 mm;

Rezult:

Canelurile se mai verific i la forfecare. Efortul unitar la forfecare este dat de relaia: (2.33) unde: -

z numrul de caneluri; s-a adoptat z=27 caneluri; l lungimea canelurilor se recomand l=Di =25 mm; b limea canelurilor; se adopt b=1.5 mm; di - diametrul de fund ale canelurilor; de diametrul exterior al canelurilor; se adopt de=23.5 mm;

Rezult:

3.5 Calculul elementelor de fixare i ghidare n timpul rotaiei discul de presiune este solidar cu volantul motorului, avnd n acelai timp posibilitate deplasrii axiale. Aceast legtur dintre volant i discul de presiune se face, de regul, prin intermediul carcasei ambreiajului. n general, n cazul ambreiajelor monodisc, discul de presiune se verific la strivirea suprafeelor de legtur i carcas sau dintre disc i boluri. Presiunea specific de strivire se determin cu relaia: (2.34) unde: - z numrul de reazeme sau bolturi de ghidare; - R raza cercului pe care se afl bolurile; - A aria de strivire ; Rezult:

46

4. Calculul i proiectarea sistemului de acionare al ambreiajului Sistemul de acionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobile deoarece, fa de sistemul de acionare mecanic, prezint o serie de mai multe avantaje, cum ar fi: - limiteaz viteza sw de plasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajului i prin aceasta ncrcrile transmisiei; - randament ridicat; - posibilitatea dispunerii n locul dorit fr complicaii constructive. Un tip de sistem de acionare hidraulic este prezentat n figura 3.

Fig.3 Sistem de acionare hidraulic al ambreiajului.

Conform principiului lui Pascal rezult relaia: unde: - d1 - diametrul cilindrului de acionare; - d2 diametrul cilindrilui de receptor. Fora F2 se determin plecnd de la fora F de apsare asupra discurilor:

(2.35)

(2.36) Fora F1 n funcie de fora de la pedal: nlocuind (2.38) unde: rezult fora la pedal: (2.37)

- raportul de transmitere mecanic - raportul de transmitere hidraulic 47

-

- randamentul sistemului hidraulic

Cunoscnd cursa total a manonului rulmentului de presiune, se determin cursa cilindrului receptor cu relaia: (2.39) n care (2.40) unde: cursa liber a manonului ; - jocul ce trebuie realizat ntre fiecare pereche de suprafee de frecare pentru o decuplare complet a ambreiajului; raportul de transmitere al prghiilor de debreiere; numrul suprfeelor de frecare. Se adopt: , , , i=2. Rezult Se poate calcula cursa cilindrului receptor: cu . Cunoscnd cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ n cilindrul receptor: (2.41) Se adopt un diametru al cilindrului receptor ca fiind d2=30 mm. Atunci rezult:

.

Deoarece presiunea de lucru este redus i conductele de legtur dintre cilindri au lungime redus, se poate considera c volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul de lichid genrat de pistonul pompei receptoare, V1=V2. Pe baza acestei ipoteze se calculeaz cursa cilindrului pompei centrale cu relaia:(2.42)

Alegem un raport dintre Cu acesta rezult:

.

.(2.43)

Cursa total a pedalei Sp a ambreiajului este:Se adopt , rezult

Fora la pedal nu trebuie s depeasc 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce la obosirea excesiv a conductorului auto. Fora la pedal este: unde s-au considerat - raportul de transmitere mecanic - raportul de transmitere hidraulic - randamentul sistemului hidraulic

; ; .

48

Bibliografie1. 2.

3. 4. 5. 6. 7.

Prof. univ. dr. ing. Cristian Andreescu - Curs DINAMICA AUTOVEHICULELOR. Prof. univ. dr. ing. Aurel P. Stoicescu - PROIECTAREA PERFORMANELOR DE TRACIUNE I DE CONSUM ALE AUTOMOBILELOR, Editura Tehnica 2007 http://www.mitsubishi-motors.ro/files/brosuri/Lancer-clasic.pdf http://www.toyota.ro/e-brochures/Corolla_tcm420732150.zip/slot033/pdf/compleet.pdf http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php? id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3 http://www.skoda.ro/technik_te.php?B_ID=297 Gh. Fril Curs Calculul i construcia ambreiajului.

49