proiect autovehicule i

I. Calculul traciunii autovehiculului proiectat1. Analiza particularitilor i principalelor caracteristici dimensionale, masice i energetice ale autovehiculelor similare1.1. Alegerea modelelor similareAlegerea modelelor similare se va face avnd n vedere principalele caracteristici ale autovehiculului ce va fi proiectat. Avnd n vedere c autovehiculul proiectat este un autobuz, principala caracteristic dup care va fi efectuat alegerea modelelor similare este numrul de locuri ale autobuzelor similare.Modelele alese vor fi centralizate n urmtorul tabel:Tabel 1.1. Modele Similare Autovehicului ProiectatCodProducatorModelNumr de Locuri

M1Irisbus/IvecoProway28

M2BMCProbus 750 Tbx27

M3MercedesTourino32

M4IgeroIntercity Bus30

M5IsuzuTurquoise30

M6GuleryuzCobra GL932

Legend:-Cod: pentru a uura identificarea autovehiculelor n urmtoarele capitole, fiecrui autovehicul i s-a atribuit un cod de identificare.Datorit legislaiilor n vigoare viteza maxim a mijloacelor de transport public de persoane este limitat electronic. n Romnia, viteza este limitat la valoarea de 100km/h pentru toate autovehiculele cu o capacitate de transport mai mare de 9 persoane, inclusiv oferul.Toate autobuzele sunt din categoria a III-a, fiind autobuze destinate transportului de persoane n condiii de confort deosebit, prevzute din construcie cu spaii special amenajate, n afara salonului, pentru depozitarea bagajelor, avnd podeaua supranalat. 1.2. Analiza particularitilor constructive ale modelelor similareParticularitile constructive se refer la organizarea general a autovehiculelor (amplasare motor, punte motoare), tipul suspensiei, al direciei, al frnelor, etc.n general autobuzele au puntea din spate motoare, aceasta fiind echipat cu roi jumelate, datorit ncrcrii mari pe aceast punte.n analiza particularitilor constructive ale modelelor similare se va avea n vedere amplasarea motorului (aceast particularitate avnd un rol important n ceea ce privete confortul pasagerilor i capaciteatea de ncarcare a autobuzelor), tipul transmisiei, tipul suspensiei (definete confortul pasagerilor), tipul frnelor, capacitatea calelor de bagaje i capacitatea rezervorului de motorin (indic autonomia autobuzului, un parametru economic important).Tabel 1.2. Particulariti Constructive ale Modelelor SimilareModelAmplasare MotorNumr Trepte S.V.SuspensieCapacitate Rezervor Motorin[l]Capacitate Compariment Bagaje[m3]Cod Anvelop

FaSpate

M1Spate6Pneumatic(2 Perne de Aer)Pneumatic(4 Perne de Aer)1152.6235/75R 17.56

M2Spate6Arc ParabolicArc Parabolic + 2 Perne de Aer1052.8235/75R 17.5.6

ModelAmplasare MotorNumr Trepte S.V.SuspensieCapacitate Rezervor Motorin[l]Capacitate Compariment Bagaje[m3]Cod Anvelop

FaSpate



M5n spatele punii fa6Arc cu foiPneumatic(4 Perne de Aer)1902.5235/75R 17.5


Toate modele similare au sitemul de frnare pe disc cu etier acionat pneumatic, sistemul de acionare pneumatic fiind des ntlnit la autocamioane de mare tonaj i autobuze, deoarece acest sistem dezvolt o for de frnare mai mare dect sistemul de acionare hidraulic, ntlnit pe autoturisme. Toatele modelele sunt de asemenea prevzute cu frne de ncetinire (retarder) electromagnetice.

Fig. 1.1.Dup cum se poate observa i n Figura 1.1., soluia amplasrii motorului n spatele autobuzului este foarte des ntlnit. Avantajele (1) acestui mod de organizare general a autobuzelor sunt urmtoarele: distribuie convenabil a ncrcrilor pe puni (este ncrcat puntea motoare); organizarea adecvat a spaiului interior; posibilitatea de coborre a podelei; bun izolare a motorului fa de spaiul pasagerilor ( ofer o bun protecie la fum, zgomot i vibraii, mrind astferl confortul pasagerilor); se poate crea un compartiment voluminos pentru bagaje sub podea (folositor n cazul deplasrilor interurbane i internaionale); acess uor la compartimentul motor.

Dezavantajele (1) amplasrii motorului n spate: amplasare neconvenabil a radiatorului; comenzi complicate pentru motor i transmisie; complicaii ale transimisiei la poziionarea transversal a motorului.n cazul amplasrii motorului ntre puni, se constat urmtoarele avantaje (1): distribuie mai adecvat a ncrcrilor pe puni dect n cazul amplasrii motorului n faa punii din fa a autobuzului, dar inferioar amplasrii motorului n spatele autobuzului;Dezavantajele (1) amplasrii motorului ntre puni: transmiterea vibraiilor de la motor la podea afecteaz confortul pasagerilor; dificulti n amplasarea radiatorului si antrenarea ventilatorului; podea nalt i reducerea volumului compartimentului pentru bagaje sub podea; acesul la motor din intriorul autobuzului afecteaz confortul.1.3. Analiza principalilor parametrii dimensionalin cazul autobuzelor, principalii parametreii dimensionali (n secial lungimea total a acestor) ofer informaii asupra capacitii de ncrcare a autobuzelor, fiind n strns legtur cu numarul de locuri ale autobuzelor. Astfel se pot identifica diverse intervale de lungimi totale ale autobuzelor, n funcie de numrul de locuri: 7-10m - 28-35 locuri; 11-15m - 36-60 locuri;Tabel 1.3. Principalii Parametrii DimensionaliModelGabaritOrganizareDimensiuni Raporatate

La[mm]la[mm]Ha[mm]L[mm]E1[mm]E2[mm]C1[mm]C2[mm]Rv[mm]Lr[-]Er1[-]Er2[-]

M17750239031003690181216891730233072000.4760.7580.706

M27410239033103700191017551560215078000.4990.7990.734

M39350240033004680191017751900277073500.5000.7950.739

M48430240031904050197217001920246077000.4800.8210.708

M57720232033303815190416501673223272000.4940.8200.711

M69180242033504280190417911920263072000.4660.7860.740

Legend:- La - lungimea total a autovehicului;- la - limea total a atuovehicului;- Ha - nlimea total a autovehicului;- L - ampatamentul autovehicului;- E1 - ecartamentul punii fa a auovehicului;- E2 - ecartamentul punii spate a autovehicului;- C1 - consola fa a autovehiculului;- C2 - consola spate a autovehiculului;- Rv - raza de virare;- Lr - ampatamentul raportat la lungimea total a autovehiculului, ; - Er1 - ecartamentul punii fa, raportat la limea autovehiculului, ; - Er2 - ecartamentul punii spate raportat la limea autovehiculului, .

Fig. 1.2. Distribuia Dimensiunilor de Organizare

Se observ faptul c toate modelele alese au lungimea total n intervalul 7700mm - 9400mm.Din Figura 1.2. se observ faptul c toate modelele alese sunt asemntoare din punct de vedere a dimensiunilor de organizare.

1.4. Analiza principalilor parametrii masiciMasa autovehicului influeneaz rezistenele la naintare pe care acesta le are de nvins. n cazul autobuzelor, masa influeneaz direct consumul de combustibil i autonomia acestuia, avnd un rol important n productivitatea autobuzului. Se vor analiza masa proprie, masa total i masa util a autovehicului.Tabel 1.4. Principalii Parametrii MasiciModelM0[kg]Ma[kg]Mu[kg]

M17200102503050

M2613095003370

M39800131403340

M46650104003750

M5613098003670

M69460141004640

Legend:-M0 - masa proprie a autovehiculului;-Ma - masa total a autovehiculului;-Mu - masa util a autovehicului.

n cazul autobuzelor, masa util a acestora reprezint numarul de pasageri pe care acesta i poate transporta i cantitatea de bagaje pe care fiecare pasager o poate lua cu el n autobuz.

Fig. 1.3. Masa Total i Masa Util, Raportate la Numrul de Locuri

n Figura 1.3. s-a raportat masa total i cea util la numrul de locuri. Prin raportarea masei totale la numrul de locuri se poate observa ct din masa total a auobuzului particip la transportarea unui pasager. Se poate observa c modelul M5 are cea mai sczut valoare a raportului mas total / numr locuri ( la o mas total de 9800kg poate transporta 30 de pasageri). Din raportarea masei utile la numrul de locuri seobserv c modelul M6 este modelul care folosete cel mai bine masa util (masa util este de 4640kg i poate transporta 32 de pasageri, deci fiecare pasager avnd greutatea de 68kg (1) poate avea un bagaj de aproximativ 77kg). 1.5. Analiza principalilor parametrii energeticiParametrii energetici ai autovehiculelor (puterea motorului, turaia de putere, momentul maxim, etc.) influeneaz capacitatea de demarare a autovehiculelor, precum i capacitatea acestuia de a urca diverse pante. n cazul autobuzelor este important consumul de combustibil i economicitatea motorului.n general, autobuzele i autocamioanele mari sunt echipate cu motaore cu aprindere prin comprimare (M.A.C.), acestea fiind mai economice dect cele cu aprindere prin scnteie datorit unui randament termic mai bun. Prin supraalimentarea motoarelor Diesel se obin puteri mai mari la aceeai cilindree, deci economicitate mai mare. De aceea, toate modelele studiate au motoare Diesel supraalimentate.Tabel 1.5. Principalii Parametrii EnergeticiModelMotorTransmisie

Pe[kW]iVt[dm3]nP[min-1]Mm[Nm]nM[min-1]PL[kW/l]D[mm]S[mm]ce[g/kWh]Ch[kg/h]Interval RaporturiRaport Final

M116065.82700680120027.586102120201.432.2246.02-0.793.07

M216044.51500600150035.555102115201.832.2886.72-0.794.3

M324067.223001120120033.33310212019546.86.72-0.794.3

M413244.62400620140028.69510812520226.6646.72-0.803.7

M514045.22600513160026.923110125202.4528.3436.72-0.813.7

M618466.924001100120026.66611012519736.2486.72-0.833.7

Legend:-Pe - puterea maxim a motorului;-Mm - momentul motor maxim;-S - cursa pistonului;-i - numarul de cilindrii;-nM - turaia de moment maxim;-ce- consumul specific de combustibil;-Vt - cilindreea total a motorului;-PL - puterea litric;-Ch - consumul orar de combustibil.-nP - turaia de putere;-D- alezajul pistonului;-Interval Raporturi - raporturile S.V.-Raport final - raportul transmisiei principale.

Fig. 1.4. Indici de economicitateConsumul specific de conbustibil reprezint consumul de conbustibil necesar pentru producerea unei uniti de lucru mecanic (exprimat n kW). Dintre dou motoare, acela care consum o cantitate mai mic de combustibil pentru producerea unui kWh este superior (2). Din Figura 1.3. se pote obsreva c modelul M3 are cea mai bun motorizare, ns cel mai economic model este M4 (cel mai mic consum orar de conbustibil).

Fig. 1.5.n Figura 1.4. este evideniat economicitatea modelului M4, prin raportarea consumului orar la masa totala a autovehicului. Astfel pentru fiecare kilogram transportat, modelul M4 consuma cea mai mic cantitate de combustibil. Locaia, dimensiunile i masa motorului i a transmisiei influeneaz foarte mult centrul de greuate al autobuzelor, deci ncrcarea punilor. Un motor nalt ridic centrul de greutate i astfel autobuzul este predispus la rsturnare. Datele despre dimensiunile principale ale motorarelor pentru fiecare model (furnizate de ctre productor) sunt centralizate n urmtorul tabel:Tabel 1.6. Principalele dimensiuni ale motoarelor modelelor similareModelTip motorVt[dm3]P[kW]L[mm]l[mm]H[mm]M[kg]Amplasare motor

M1Iveco TECTOR EEV5.81601035890971470Spate, Vertical

M2Cummins ISBe4.5160850790925366Spate, Vertical

M3OM 926 LA7.22401078645940530Spate, Vertical

M4MAN D08344.6132878805933510Spate, Vertical

M5..5.2140960851960560Fata

M6MAN D08366.91841136851933650Spate, Vertical

Legend:-Vt - cilindree total;-P - puterea efectiva a motorului;-L - lungimea mototrului;-l - limea motorului;-H - nplimea motorului;-M - masa motorului-Amplasare motor - locaia motorului pe autovehicul, precum i poziia de montaj a acestuia.1.6. Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta conform cerinelor tehnicen cele ce urmeaz se va proiecta un autobuz cu o capacitate de transport de 30 de pasageri, similar cu modelul M4 , din urmtoarele considerente: motorul este amplasat n spatele autovehicului, ncrcnd puntea motoare i mrind spaiul de sub podea destinat transportrii bagajelor; motorizarea modelului M4 este cea mai econmic motorizare.

2. Studiul Organizrii Generale i a Formei Constructive

2.1. Predeterminarea principalilor parametrii dimensionaliPentru determinarea principalilor parametrii deimensionali se va folosi metoda intervalului de ncredere. Aceast medot va fi detaliat petru una dintre marimile dimensionale caracteristice (lungime total, lime total sau nlimea autovehicului), urmnd ca celelate marimi s fie centralizate ntr-un tabel.Etape pentru determinarea intervalului de ncredere:a) Calcularea mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese n capitolul 1., pentru determinarea lungimii totale a autovehicului: 2.1unde: -Lai - valoarea lungimii totale de la modelulul similar i;-Nms - numrul total de modele similare alese.Valoarea lungimii totale medii este:

b) Calculul abaterii medii ptratice a valorilor lungimii totale: 2.2

c) Calculul coeficientului de variaie a valorilor lungimii totale: 2.3

d) Dereminarea intervalului de ncredere pe baza inegalitii:2.4unde: -t(k,) - se alege din tabele de specialitate;- k = Nms -1;

e) Alegerea valorii lungimii totale din intervalul I:8400mmCalculul celorlali parametrii este similar. Valorile acestor parametrii sunt centralizate n tabelul 2.1.

Tabel 2.1. Principalii parametri dimensionaliNr. Crt.Parametru[mm]Sx[mm]Cvx[%]Xmin[mm]Xmax[mm]Xales[mm]

1La8306,667815,41819,817635,8878977,4468400

2la2386,66734,448031,4433532358,3292415,0042400

3Ha3263,33397,502142,9878083183,1263343,5413200

4L4035,833388,82419,63429503715,9794355,6883800

5E1190251,256222,6948591859,8361944,1641900

6E21726,66755,290753,2021671681,1831772,151720

7C11783,833152,22418,5335361658,6111909,0561680

Legend:-La - lungimea total a autobuzului;-la - limea total a autobuzului;-Ha - nlimea total a autobuzului;-L - ampatamentul autobuzului;-E1/E2 - ecartamentul fa/spate;-C1 - consola fa;- - media valorilor modelolor alese; - Sx - abaterea medie ptratic; -Cvx - coeficientul de variaie al valorii;-Xmin, Xmax - capetele intervalului de ncredere;-Xales - valoarea final a parametrului dimensional.

Tabel 2.2. Parametrii Dimensionali ai Autobuzului ProiectatDimensiuni de GabaritDimensiuni de Organizare

La[mm]la[mm]Ha[mm]L[mm]E1[mm]E2[mm]C1[mm]C2[mm]

84002400320038001900172018502750

Consola spate se determin scznd din valoarea ampatamentului valoarea consolei fa. Dimensiunile principale ale autobuzului se prezint n anexa 2.1.2.2. Predeterminarea principalilor parametrii masiciMasa proprie a autovehiculului proiectat se determin folosind metoda intervalului de ncredere, folosit anterior pentru determinarea principalilor parametrii dimensionali. Astfel se calculeaz valoarea medie a maselor proprii ale modelelor similare alese, abaterea medie ptratic, coeficientul de variaie al valorilor i capetele intervalului de ncredere. Valorile obinute se centralizeaz n urmtorul tabel:Tabel 2.3. Calculul intervalului de ncredere pentru masa proprie[kg]Sx[kg]Cvx[%]Xmin[kg]Xmax[kg]Xales[kg]

7561,6671653,78921,870696201,2278922,1077200

Masa util a autovehiculului se determin folosind formula (1): 2.5.unde: -75kg - greutatea medie a oferului;-68kg - greutatea medie a unui pasager;-25kg greutatea medie a bagajului unui pasager;-N - numrul de pasageri pe care i poate transporta autobuzul interurban; n cazul de fa, N=30 pasageri.Astfel, masa util a autobuzului devine:

Deoarece masa proprie a autobuzului se determin n cazul n care rezervorul de combustibil este gol, este necesar adugarea masei combustibilului la masa util a autobuzului. Capacitatea rezervorului se determin pe baza datelor modelelor similare, adoptndu-se valoarea de 200 de litri. Masa combustibilului se determin folosind relaia: 2.6.Masa util devine:Masa total a autobuzului se determin pe baza formulei (1): 2.7.

2.3. Stabilirea formei constructive a autovehicululuiAutobuzul proiectat va avea motorul i transmisia amplasate n spatele punii din spate, aceast soluie de organizare avnd avantajele prezentate n Capitolul 1, Subcapitolul 1.2. Puntea motoare va fi cea din spate. De asemenea puntea spate va fi echipat cu roi jumelate.Autobuzele interurbane au un spaiu special destinat depozitrii bagajelor sub podea. Astfel, scaunele pasagerilor se afl poziionate la nlime fa de calea de rulare.2.4. Determinarea spaiului interiorRolul funcional al unui autobuz este acela de a transporta pasageri pe distane lungi. De aceea confortul pasagerilor are un rol foarte important n proiectarea autobuzelor. Exist trei clase de autobuze, n funcie de destinaia lor. Deoarece autobuzul proiectat va efectua transporturi interurbane, acesta face parte din clasa a II-a ( autobuze i autocare interurbane, cu locuri n picioare, dar numai pe culoarul dintre scaune).nlimea culoarului interior trebuie s permit pasagerilor s se deplaseze n picioare pn la locurile lor. Tabel 2.4.nlimea Spaiului interior[mm]Sx[mm]Cvx[%]Xmin[mm]Xmax[mm]Xales[mm]

1996.66713.6620.6841985.4282007.9062000

Conform R. 36 ECE-ONU (privind amenajarea interioar a autobuzelor) pentru autobuze din clasa II cu o capacitate cuprins ntre 17 i 45 de cltori se recomand (Anexa 2.2.) (3):

Tabel 2.5. Recomandri privind amenajarea interioar a autobuzelorNr. Crt.ElementRecomandare(R. 36 ECE-ONU)ProiectObservaii

1Numrul minim de ui de serviciuminim 1u2 ui de servicu

2Numrul minim de trape de evacuareminim 1 trap1 trap

Nr. Crt.ElementRecomandare(R. 36 ECE-ONU)ProiectObservaii

3Dimensiunile ieirilorUa de serviciunlime: 165cmnlime : 210cmnlimea uii sin spate: 208cm

Lime: 65cmLime: 84 cm

Fereastr de siguranSuprafa: 4000cm2Suprafa: 17300cm2n aceast suprafa trebuie s poat fi nscris un dreptungi de 50 cm x 70 cm

Fereastr de siguran situat pe panoul spate al autovehicululuiSuprafa: 4000cm2Suprafa:14800cm2

Trap de evacuareSuprafa: 4000 cm2Suprafa:6000cm2

Dimensiunile cabinei, ale locului de munc al conductorului i amplasarea organelor de comand trebuie s asigure condiii de munc optime, astfel nct acesta s depun un efort fizic minim i s se poat concentra asupra circulaiei rutiere.Amenajarea interioar a scaunelor pasagerilor i a postului de conducere se prezint n Anexa 2.3.2.5. Caracteristicile masice ale principalelor subansambluriGreutile diferitelor subansambluri ale autobuzului (caroseria, motorul, transmisia, etc.) influeneaz poziia centrului de greutate. Centrul de greutate al autobuzului determin stabilitatea acestuia: un autobuz cu centrul de greutate ridicat este predispus la rsturnare. Centrul de greutate influeneaz i performanele dinamice ale autobuzului, ct i confortul pasagerilor.Pentru determinarea centrului de greutate este necesar cunoaterea participaiei fiecrui subansamblu din care e compus autobuzul, precum i poziia acestuia n cadrul autobuzului. O mare participaie din masa proprie a autobuzului o constituie caroseria autobuzului. De aceea aceasta va fi discretizat separat, pentru a i se afla masa i poziia centrului de greutate.Caroseria va fi mprit n urmtoarele componente: structura de rezisten (format din rama acoperiului, rama podelei, rama lateral stnga, rama lateral dreapta, rama fa, rama spate) (3), confecionat din profile rectangulare de oel; masca ce acoper structura de rezisten: pentru a se reduce masa caroseriei, mtile (panourile) fa/spate i acoperiul se confecioneaz din PAFS (Poliester Armat cu Fibr de Sticl); mtile laterale sunt confecionate din aluminiu; geamurile; uile;Alte subansambluri ale autobuzului: asiul; motor; cutie de viteze; punte fa i punte spate: incluznd sistemul de frnare, fr compresor; suspensie fa i suspensie spate; rezervor; sistem de direcie; bord; scaun ofer; scaune pasageri: avnd o capacitate de 30 de persoane, autobuzul este echipat cu un numr de 15 banchete duble; roi (incluznd roata de rezerv); aer condiionat i alte sisteme auxiliare.Pentru determinarea masei caroseriei, se vor interpola valorile unui autobuz de referin (3) (4) pentru care se cunosc principalii parametrii dimensionali i masele fiecrei componente ale caroseriei (masa structurii de rezisten, a geamurilor i a mtilor/panourilor laterale), cu datele autobuzului proiectat (parametrii dimensionali din Capitolul 2. Subcapitolul 2.1.).Determinarea masei structurii de rezisten a acoperiului: datele autobuzului de referin: masa: macop ref = 271,182 kg (3); lungimea total a autobuzului: La ref = 11660mm (3); limea total a autobuzului: la ref = 2470mm (3); nlimea total a autobuzului: Ha ref = 3240mm (3); aria acoperiului, calculat cu formula: 2.7

datele autobuzului proiectat: lungimea total a autobuzului: La = 8400mm limea total a autobuzului: la = 2400mm nlimea total a autobuzului: Ha = 3200mm aria acoperiului:

masa structurii de rezisten a acoperiului se determin folosind o interpolare liniar ntre valorile autobuzului de referin i cele ale autobuzului proiectat:2.8

Masa celorlalte componente ale caroseriei se va determina folosind aceiai metod, cu urmtoarele observaii: dimensiunile autobuzului de referin pentru determinarea maselor componentelor structurii de rezisten sunt: La = 11660 mm (3) ; la = 2470 mm (3) ; Ha =3240 mm (3); dimensiunile autobuzului de referin pentru determinarea maselor geamurilor i a panourilor exterioare (realizate din aluminiu ): La = 7720mm (4); la =2320mm (4); Ha =3330mm (4).Rezultatele calcului sunt centralizate n tabelul 2.4., n care este prezentat i participaia fiecrei component la masa total a caroseriei.Tabel 2.6. Elementele CaroserieiCodComponentaMas Componentei[kg]Participaia Componentei [%]

CaroserieC1AcoperiC1.1Structur de Rezisten1707.60

C1.2Panou Exterior502.24

C2Podea - Structur de Rezisten48021.47

C3FaC3.1Structur de Rezisten452.01


C4SpateC4.1Structur de Rezisten723.22

CodComponentaMas Componentei[kg]Participaia Componentei [%]

CaroserieC4.2Panou Exterior281.25

C5Partea StngC5.1Structur de Rezisten27512.30


C6Partea DreaptC6.1Structur de Rezisten28012.54


GeamuriG1Parbriz452.01

G2Lunet150.67

G3Geam Stnga 1170.76


G5Geam Stnga 334.81.56

G6Geam Stnga 428.81.29


G8Geam Dreapta 1241.07


G10Geam Dreapta 334.81.56

G11Geam Dreapta 428.81.29



UiU1U Bagaje Stnga Fa1.50.07

U2U Bagaje Stnga Mijloc 13.60.16

U3U Bagaje Stnga Mijloc 23.60.16

U4U Bagaje Stnga Spate2.50.11

U5U Bagaje Dreapta 13.60.16

U6U Bagaje Dreapta 23.60.16

U7U Fa1004.47

U8U Spate1456.49

U9U Motor Spate502.24

Total2235,6100.00

Se poate observa c cea mai mare participaie la masa total a caroseriei o are podeaua autobuzului, deoarece aceasta trebuie s fie destul de rezistent pentru a suporta ntreaga ncrctur a autobuzului.Majoritatea autobuzelor au caroseria separat de asiu. Marii productori de autocamioane i autobuze ofer asiuri pentru autobuze complet echipate i gata de drum. De aceea n continuare va fi prezentat discretizarea unui astfel de asiu ce va echipa autobuzul proiectat.Tabel 2.7. Elementele asiuluiCodComponentMasa Componentei[kg]Participaie[%]

S1asiu42010.60606

S2Motor (6)65016.41414

S3Cutie de Viteze (incluznd ambreiajul i retarderul) (7)2456.186869

S4Punte Spate (incluznd sistemul de frnare i suspensia pneumatic) (8)99825.20202

S5Punte Fa (incluznd sistemul de frnare i suspensia pneumatic) (8)42510.73232

CodComponentMasa Componentei[kg]Participaie[%]

S6Transmisie Longitudinal401.010101

S7Sistemul de Direcie521.313131

S8Rezervor 200l (gol)401.010101

S9Radiator1253.156566

S10Evacuare1002.525253

S11Rezervor Aer pentru Sistemul de Frnare Spate200.505051

S12Rezervor Aer pentru Sistemul de Frnare Fa300.757576

S13Compresor i Rezervor Principal de Aer pentru Sistemul de Frnare952.39899

S14Baterii501.262626

S15Roi Spate (jumelate)2005.050505

S16Roi Fa1002.525253

S17Roat de Rezerv451.136364

S18Sistem Electric (cablaj i calculatoare)200.505051

S19Conductele Sistemului de Frnare, Sistemului de Climatizare, Rezervoare Lichide de Spalare, AdBlue etc.1002.525253

S20Post Conducere (volan, instrumente de bord, pedale, calculator principal)2055.176768

Total3960100.00

n continuare vor fi discretizate elementele interioare ale autobuzului ( scaunele pasagerilor, sistemul de climatizare, etc)Tabel 2.8. Elementele InterioareCodComponentMasa Componentei [kg]Participaie [%]

ScauneP0Scaun ofer403.982477

P1Rnd Stnga 1302.986858

P2Rnd Stnga 2302.986858

P3Rnd Stnga 3302.986858

P4Rnd Stnga 4302.986858

P5Rnd Stnga 5302.986858

P6Rnd Stnga 6302.986858

P7Rnd Stnga 7302.986858

P8Rnd Dreapta 1302.986858






P14Rnd Spate605.973716

A1Aer Condiionat15014.93429

A2Suport Bagaje Interior25024.89048

A3Bord114.411.38988

Total1004.4100.00

2.6. Determinarea poziiei centrului de greutatePrin poziionarea centrului de greutate se determin ncrcrile pe punile autobuzului, putnd fi astfel determinate capacitile de trecere ale acestuia, stabilitatea autobuzului pe diferite ci de rulare, precum i rezistenele pe care acesta le ntmpin la naintare.Poziia centrului de greutate se determin cu formula: 2.9.n care:- mj-masa subansamblului, determinat n capitolul 2.5.-xj- poziia centrului de greutate al subansamblului n cadrul autobuzului. 2.7. Poziia centrului de greutate pentru autobuzul complet descrcatPentru autobuzul complet descrcat se i-au n considerare doar masele subansamblurilor caroseriei ( Tabelul 2.6.) i a asiului ( Tabelul 2.7.).Poziiile centrelor de greutate pentru fiecare component a caroseriei sunt prezentate n Anexa 2.4., cotele acestor poziii fiind centralizate n tabelul 2.9.Tabel 2.9. Poziiile Centrelor de Greutate ale Elementelor CaroserieiComponentx[mm]y[mm]z[mm]mx[kgmm]my[kgmm]mz[kgmm]

C1C1.12545.000.003095.00432650.000.00526150.00

C1.22545.000.003095.00127250.000.00154750.00

C22529.000.001176.001213920.000.00564480.00

C3C3.1-1639.000.001313.00-73755.000.0059085.00

C3.2-1639.000.001313.00-24585.000.0019695.00

C4C4.16483.000.001748.00466776.000.00125856.00

C4.26483.000.001748.00181524.000.0048944.00

C5C5.12549.00-1200.001212.00700975.00-330000.00333300.00

C5.22549.00-1200.001212.00191175.00-90000.0090900.00

C6C6.12798.001200.001197.00783440.00336000.00335160.00

C6.22798.001200.001197.00159486.0068400.0068229.00

G1-1686.000.001727.00-75870.000.0077715.00

G26548.000.002400.0098220.000.0036000.00

G3-1005.00-1200.001970.00-17085.00-20400.0033490.00

G4200.00-1200.002319.008200.00-49200.0095079.00

G52108.00-1200.002402.0073358.40-41760.0083589.60

G63708.00-1200.002402.00106790.40-34560.0069177.60

G75391.00-1200.002364.00199467.00-44400.0087468.00

G8-800.001200.002558.00-19200.0028800.0061392.00

G9200.001200.002319.008200.0049200.0095079.00

G102108.001200.002402.0073358.4041760.0083589.60

G113708.001200.002402.00106790.4034560.0069177.60

G124867.001200.002671.0038936.009600.0021368.00

G135800.001200.002364.00116000.0024000.0047280.00

Componentx[mm]y[mm]z[mm]mx[kgmm]my[kgmm]mz[kgmm]

U1-1051.00-1200.00543.00-1576.50-1800.00814.50

U21245.00-1200.00695.004482.00-4320.002502.00

U32589.00-1200.00695.009320.40-4320.002502.00

U45510.00-1200.001183.0013775.00-3000.002957.50

U51245.001200.00695.004482.004320.002502.00

U62589.001200.00695.009320.404320.002502.00

U7-1062.001200.001151.00-106200.00120000.00115100.00

U84867.001200.001248.00705715.00174000.00180960.00

U96548.001200.001275.00327400.0060000.0063750.00

Total2613.50148.151592.665842739.90331200.003560544.40

Autobuzul se consider complet descrcat. De aceea rezervoarele de combustibil, de lichid de rcire .a. se consider goale.Poziiile centrelor de greutate pentru elementele asiului sunt prezentate n Anexa 2.5.Tabel 2.10. Centrul de Greutate al Elementelor asiuluiComponentx[mm]y[mm]z[mm]mx[kgmm]my[kgmm]mz[kgmm]

S11675.606407037520268800

S25877-308763820050-19500569400

S34964068212161800167090

S43800040737924000406186

S50044600189550

S640790525163160021000

S7-1224-567549-63648-2948428548

S8-6300643-25200025720

S96050-1000769756250-12500096125

S1060507505786050007500057800

S114090068381800013660

S1229006838700020490

S135320-701682505400-6659564790

S14-1391-1029704-69550-5145035200

S1538000433760000086600

S16004330043300

S17-1300700360-585003150016200

S181400064028000012800

S1914000640140000064000

S20-1400-1029761-287000-210945156005

Total3049.70-100.12591.73

Poziiile centrelor de greutate pentru elementele interioare sunt prezentate n Anexa 2.6.

Tabel 2.11. Centrul de Greutate al Elementelor InterioareCodx[mm]y[mm]z[mm]mx[kgmm]my[kgmm]mz[kgmm]

P0-10297610-4116030440

P1306-74515429180-2235046260

P21156-745154234680-2235046260

P32006-745154260180-2235046260

P42856-745154285680-2235046260

P53076-745154292280-2235046260

P64556-7451542136680-2235046260

P75406-7451658162180-2235049740

P8117745154235102235046260

P99677451542290102235046260

P1018177451542545102235046260

P1126677451542800102235046260

P12351774515421055102235046260

P13436774515421310102235046260

P146281017883768600107280

A13872032005808000480000

A23000029727500000743000

A3-150001533-1716000175375.2

Total2509.44-63.232131.58

Aplicnd formula 2.9. se determin poziia centrului de greutate al autobuzului complet descrcat, pe fiecare direcie din spaiu: 2.10. 2.11. 2.12.Poziia centrului de greutate este prezentat n Anexa 2.7.ncrcrile pe punile autobuzului complet descrcat se calculeaz cu formula: 2.13. 2.14.Procentual: 2.15. 2.16.Din relaiile 2.12. i 2.13. se poate observa faptul c puntea spate este mai ncrcat dect puntea fa. Din aceast cauz puntea spate este prevzut cu roi jumelate, pentru a putea prelua aceast mas suplimentar.2.7.1. Poziia centrului de greutate pentru autobuzul complet ncrcatDeoarece autobuzele sunt construite pentru a transporta pasageri ( acestea mergnd tot timpul complet ncrcate) este necesar stabilirea poziiei centrului de greutate atunci cnd autobuzul transport numrul maxim de cltori, incluznd bagajele acestora i are rezervorul de combustibil plin.Tabel 2.12. Centrul de Greutate pentru Autobuzul Complet ncrcatCodComponentMas[kg]x[mm]y[mm]z[mm]mx[kgmm]my[kgmm]mz[kgmm]

Cg0Autobuz Descrcat72002839-18111720440800-1296008042400

O0ofer75-731-7221529-54825-54150114675

OE1Pasager 168181-969159312308-65892108324

OI1Pasager 268181-520159312308-35360108324

OI8Pasager 36805201593035360108324

PE8Pasager 46809691593065892108324

OE2Pasager 5681031-969159370108-65892108324

OI2Pasager 6681031-520159370108-35360108324

OI9Pasager 76884252015935725635360108324

OE9Pasager 86884296915935725665892108324

OE3Pasager 9681881-9691593127908-65892108324

OI3Pasager 10681881-5201593127908-35360108324

OI10Pasager 11681692520159311505635360108324

OE10Pasager 12681692969159311505665892108324

OE4Pasager 13682731-9691593185708-65892108324

OI4Pasager 14682731-5201593185708-35360108324

OI11Pasager 15682562520159317421635360108324

OE11Pasager 16682562969159317421665892108324

OE5Pasager 17683581-9691593243508-65892108324

OI5Pasager 18683581-5201593243508-35360108324

OI12Pasager 19683392520159323065635360108324

OE12Pasager 20683392969159323065665892108324

OE6Pasager 21684431-9691593301308-65892108324

OI6Pasager 22684431-5201593301308-35360108324

OI13Pasager 23684242520159328845635360108324

OE13Pasager 24684242969159328845665892108324

OE7Pasager 25685281-9691593359108-65892108324

OI7Pasager 26685281-5201728359108-35360117504

O14Pasageri 27.28.29.3027261560185816744320505376

B1Bagaje Cal12518790596234875074500

B2Bagaje Suport Interior625300002972187500001857500

Motorina din Rezervor169-6300643-1064700108667

Total2774-281322

Poziia centrului de greutate pentru autobuzul complet ncrcat este (Anexa 2.8.):

ncrcrile pe puni n aceast situaie devin: 2.17. 2.18.Procentual: 2.19. 2.20.2.8. Alegerea pneurilorDimensiunea pneurilor se face pe baza modelelor similare, utiliznd datele din Tabelul 1.2.

Figura 2.1.Majoritatea modelelor similare utilizeaz pneuri cu tipodimensiunea 235/75R 17.5. Din tabelul 1.2. se observ faptul c modelele care utilizeaz pneuri cu aceast tipodimensiune au masele totale cuprinse n intervalul 9500 - 12000 kg. Cum autobuzul proiectat are o mas proprie de 10234kg, se aleg pneuri cu tipodimensiunea 235/75R 17.5 .

Pentru determinarea indicelui de sarcin se determin ncrcarea pe fiecare roat, atunci cnd autobuzul este complet ncrcat. n aceste condiii, conform rezultatelor de la Capitolul 2.4., ncrcrile pe puni sunt: pe puntea fa: pe puntea spate:Din analiza modelelor similare se constat faptul c toate modelele au roi duble (jumelate) pe puntea din spate, datorit ncrcrii mari de pe aceast punte. n cazul autobuzului proiectat se observ c ncrcarea de pe puntea spate este de aproximativ trei ori mai mare dect cea de pe puntea fa. Din acest motiv pentru autobuzul proiectat se va folosi soluia cu roi jumelate pe puntea din spate.Astfel ncrcrile de pe fiecare roat sunt: pe roile ce echipeaz puntea fa: 2.21. pe roile ce echipeaz puntea spate: 2.22.Pneurile ce vor echipa autobuzul trebuie s reziste la o greutate de minim 1900kg. n condiii reale, n timpul accelerrii, ncrcrile pe puni se modific: puntea fa se descarc n timp ce puntea spate se ncarc. De aceea pneurile trebuie s reziste la o greutate mai mare dect greutile determinate cu formulele 2.20. i 2.21. . 2.23.unde k este un coeficient de siguran ce ine cont de ncrcrile dinamice ale punilor din timpul frnrii i accelerrii.innd cont de relaia 2.22. se alege indicele de sarcin 150, ce suport o sarcin de 3350 kg (cu un coeficient de siguran de 1.79).Indicele de vitez se alege n funcie de viteaza maxim a autovehiculului. Deoarece autobuzele sunt limitate electronic la valoarea de 100km/h ( datorit legislaiei rutiere) se alege un indice de vitez L (corespunztor vitezei de 120 km/h).Astfel tipodimensiunea pneului devine: 235/75T 17.5 150/L2.9. Verificarea capacitii de trecere i a stabilitii2.9.1. Stabilitatea longitudinalAvnd determinate anterior dimensiunile caracteristice ale autobuzului, precum i poziia centrului de greutate al acestuia, se poate determina stabilitatea longitudinal a acestuia la deplasarea pe un drum nclinat. Prin determinarea stabilitii dorim s aflm unghiul pentru care autobuzul este n pericol de a se rsturna ( atunci cnd reaciunea de pe una din puni devine egal cu zero). Trebuie determinate deci reaciunile de pe cele dou puni atunci cnd autobuzul se deplaseaz pe un drum nclinat.Reaciunea de pe puntea din fa se determin cu formula: 2.23.iar reaciunea de pe puntea spate cu formula: 2.24.

Deoarece se consider c autobuzul se deplaseaz cu o vitez constant i mic se pot neglija rezistenele de rulare, aerodinamic i de demarare: 2.25. 2.26.Astfel pentru panta dat prin tem de 30%, reaciunile normale devin:Z1=1592.707 daNZ2=8023.254 daNSe observ c la urcarea pantei de 30% reaciunea de pe puntea fa este mai mare dect zero, deci autobuzul nu este n pericol de rsturnare. Pentru determinarea pantei maxime la care s-ar produce rsturnarea autobuzului se folosete formula: 0.659995 rad = 77.6% 2.27.2.9.2. Stabilitate transversalViteza maxim pentru care se produce deraparea autobuzului la deplasarea acestuia n viraj se calculeaz cu formula: 2.28.Pentru un viraj cu raza de R=10m i pentru un coeficient de aderen transversal de y=0,6 viteza limit de drapare are valoarea de vlim d=35km/h.Viteza maxim pentru care autobuzul se poate rsturna este: 2.29.Pentru virajul descris mai sus, viteza maxim naintea rsturnrii are valoarea: vlim r=40km/h. Se poate observa c viteza la care se produce rsturnarea este mai mare dect cea la care se produce deraparea, ceea ce nseamn c autobuzul proiectat este n pericol de derapare atunci cnd se deplaseaz ntr-un viraj (datorit ecartamentului mare).n cazul n care autobuzul este imobilizat pe o pant, avem urmtoarele relaii: n cazul deraprii: 2.30.unde:y este coeficientul de aderen transversal; se consider y=0.6Astfel deraparea autobuzului se produce pentru un unghi d=30.93 n cazul rsturnrii: 2.31.Limita de rsturnare este:Se poate observa c, datorit ecartamentului mare, deraparea se produce naintea rsturnrii.

3. Calculul de TraciuneCalculul de traciune este important pentru alegerea motorului, alegerea treptelor de viteze i pentru pre-dimensionarea ambreiajului.Acest calcul presupune determinarea rezistenelor pe care autovehiculul le are de nvins pentru a se deplasa. Rezistenele pe care le ntmpin un autovehicul sunt: rezistena la rulare; rezistena la pant; rezistena aerodinamic; rezistena la demarare.Fiecare rezisten este caracterizat de un parametru care influeneaz n mod proporional valoarea acelei rezistene.3.1. Determinarea parametrilor necesari calculului de traciune3.1.1. Coeficientul de rezisten la rulareRezistena la rulare se manifest din momentul n care roata autovehiculului ncepe s se roteasc. Pe drum orizontal, la deplasare constant, este rezistena cea mai important pn la viteze de 60-80km/h (1). Rezistena la rulare este caracterizat de coeficientul de rezisten la rulare, definit de raportul:3.1.La deplasarea pe cale uscat i dur principalul fenomen care conduce la generarea rezistenei la rulare este pierderea de energie prin fenomenul de histerezis. Acest fenomen apare datorit frecrilor interne din materialul din care este confecionat anvelopa, la deformarea flancurilor i benzii de rulare.Coeficientul de rezisten la rulare este influenat de urmtorii factori (1): Construcia anvelopei: influeneaz prin tipul carcasei (radial, diagonal sau diagonal cu breker), grosimea benzii de rulare, raportul nominal de aspect, diametrul anvelopei, natura cauciucului (influeneaz direct pierderile de energie prin histerezis); viteza de deplasare: la viteze mici coeficientul de rezisten la rulare este aproape constant deoarece apar numai pierderi prin histerezis static; la creterea vitezei, cresc pierderile prin histerezis i se accentueaz asimetria distribuiei presiunii n pata de contact, deci crete coeficientul de rezisten la rulare; la viteze foarte mari, revenirea elementelor de anvelop se produce cu ntrziere datorit ineriei, rezultnd oscilaii ale anvelopei sub aciunea forelor elastice i de inerie. Rezult astfel un consum suplimentar de energie prin histerezis, deci creterea rapid a coeficientului de rezisten la rulare. presiunea aerului din pneu; temperatura: regimul termic influeneaz frecrile din interiorul materialului anvelopei.Deoarece cea mai mare influen asupra coeficientului de rezisten la rulare o are viteza autovehiculului, cele mai frecvente relaii de calcul sunt de tip polinomial (1):3.2.Coeficienii f0,f01, f02, f04 se aleg din tabele de specialitate n funcie de tipul pneului i de tipul autovehiculului proiectat:Pentru puntea fa: Pentru puntea fa:

Pentru uurarea calculului se va considera media coeficienilor de rezisten la rulare de pe puntea fa i de pe puntea spate.

Tabel 3.1. Coeficientul de rezisten la rulareNr.Crt.V[km/h]Coeficientul de rezisten la rulare pe punicx

Puntea faPuntea Spate

100.00550.00620.005850

2100.0055010.0062020.005851

3200.0055020.0062040.005853

4300.0055020.0062060.005854

5400.0055030.0062080.005856

6500.0055040.006210.005857

7600.0055050.0062120.005858

8700.0055060.0062140.005860

9800.0055060.0062160.005861

10900.0055070.0062180.005863

111000.0055080.006220.005864

121100.0055090.0062220.005865

Legend:- V- viteza autovehiculului;- cx coeficientul de rezisten la rulare.3.1.2. Determinarea coeficientului aerodinamic i al ariei transversaleCurgerea aerului peste caroseria autovehiculului este guvernat de relaia dintre vitez i presiune. Dac presiunea static este mai mare dect cea atmosferic, viteza aerului se reduce. Datorit frecrilor dintre aer i caroserie i a modului n care frecarea aerului de suprafaa caroseriei modific curgerea aerului, viteza aerului scade, deci presiunea crete n aproprierea caroseriei. Astfel apar diferene de presiune ntre partea din fa a caroseriei (unde presiunea static este mare datorit formei caroseriei) i partea din spate (unde presiunea static este mai mic dect presiunea atmosferic, aprnd turbioanele) (1).Diferenele de presiune dintre partea din fa i cea din spatele autovehiculului d natere rezistenei datorate formei. Fora de rezisten are componente pe toate cele trei direcii din spaiu: Fax, Fay, Faz., i depinde de forma caroseriei prin coeficientul de rezisten a aerului (cx) .Rezistena aerului reprezint fora aerodinamic longitudinal, Fax, sensul ei de acionare fiind ntotdeauna opus sensului vitezei de deplasare a autovehiculului. Este aplicat n centrul de presiune (metacentrul) frontal. Fora aerodinamic longitudinal depinde de coeficientul de rezisten al aerului, de viteza relativ a aerului fa de autovehicul i de aria transversal a autovehiculului Atr.Coeficientul de rezisten al aerului cx se determin pe baza modelelor similare, avnd n vedere forma caroseriei. Se alege pentru autobuzul proiectat un coeficient aerodinamic cx=0,41. Cu ajutorul coeficientului de rezisten a aerului se determin coeficientul aerodinamic: 3.3.Aria transversal a autobuzului se determin folosind programul AutoCAD i are valoarea : Atr=6,98m2.Viteza relativ a aerului fa de autovehicul se calculeaz cu relaia : 3.4.unde: -V - viteza autovehiculului;-Vv - viteza vntului;

axyvav-v - unghiul de insuflare

Figura 3.1. Triunghiul Vitezelor (1)Viteza relativ a aerului se calculeaz pentru o vitez a vntului de 5 m/s = 18km/h, aceasta fiind viteza medie a vntului pentru zonele de cmpie din Romnia (5). Se va considera c vntul bate sub un unghi de insuflare v=180 (vntul sufl n direcia de mers a autovehiculului) i v=0 (vntul sufl contra direciei de mers a autovehiculului).Tabel 3.2. Viteza Relativ a Aerului Fa de AutovehicululuiNr.Crt.VvVx

Vv=18 km/h , v=0Vv=0 km/hVv=18km/h, v=180

10.000180-18

210.0002810-8

320.00038202

430.000483012

540.000584022

650.000685032

760.000786042

870.000887052

980.000988062

1090.0001089072

11100.00011810082

12110.00012811092

3.1.3. Determinarea randamentului transmisieiDatorit frecrilor dintre flancurile dinilor roilor dinate din cutia de viteze, randamentul transmisiei nu este de 100%. Acest randament este influenat de un numr important de factori: tipul transmisiei (mecanic n trepte, hidromecanic, continu etc.) ,numrul i tipul angrenajelor (cilindrice, conice), numrul i tipul lagrelor, tipul articulaiilor homocinetice sau cvasihomocinetice, unghiul articulaiilor cardanice, momentul transmis, turaia (viteza) la care funcioneaz etc.Pentru calcule aproximative se pot considera valori constante n funcie de tipul autovehiculului i al transmisiei principale. Astfel, pentru un autobuz cu transmisie principal simpl, se poate considera un randament al transmisiei de 0.9 (1).3.2. Determinarea rezistenelor la naintare3.2.1. Determinarea rezistenei la rulareSe determin cu formula: 3.5.n care:- fi- este coeficientul de rezisten la rulare, determinat n capitolul 3.1.1.- Zi este reaciunea normal la roat.Rezistena la rulare este direct proporional cu reaciunea normal la roat, deci cu componenta normal la suprafaa cii de rulare a greutii autovehiculului. Atunci cnd autovehiculul se deplaseaz pe un drum nclinat, componenta normal a greutii se modific iar rezistena la rulare devine:

Este necesar deci analizarea rezistenei la rulare pentru diferite nclinri ale cii de rulare. Se vor considera trei nclinri ale drumului: o pant de 30%( corespunztoare temei din proiect), o pant de 0%( corespunztoare unui drum orizontal) i o pant de -30%.Deoarece rezistena la rulare depinde de cosinusul unghiului dintre calea de rulare i orizontal, valoarea rezistenei la rulare va fi egal pentru unghiuri egale dar de semn opus (cosinusul este o funcie par). Astfel, rezistena la pant pentru panta de 30% va fi egal cu cea pentru panta de -30%.Tabel 3.3. Rezistena la rulareNr.Crt.VRrul

p=-30%p=0%p=30%

1057.359.957.3

21057.459.957.4

32057.459.957.4

43057.459.957.4

54057.459.957.4

65057.459.957.4

76057.460.057.4

87057.460.057.4

98057.560.057.5

109057.560.057.5

1110057.560.057.5

1211057.560.057.5

Legend:-V- viteza autovehiculului;-Rrul rezistena la rulare;-p panta drumului.Se traseaz grafic dependena rezistenei la rulare n funcie de viteza autovehiculului.

Figura 3.2. Dependena rezistenei la rulare de vitezn figura 3.2. se evideniaz faptul c rezistena la rulare are o valoare aproape constant, deoarece coeficientul de rezisten la rulare are o valoare constant pentru viteze mici ale autovehiculului. Variaia aproape nul a rezistenei la rulare este dat i de construcia special a pneurilor ( prin coeficientul de rezisten la rulare), construcie care are ca scop reducerea consumului de combustibil ( prin micorarea rezistenei la rulare).3.2.2. Determinarea rezistenei la pantRezistena la urcarea pantei este componenta paralel cu panta a greutii autovehiculului, ndreptat ctre baza pantei. Aceast for se aplic n centrul de greutate al autovehiculului, ca i fora de greutate. 3.6.Convenional, la urcare panta este denumit ramp, iar la coborre este denumit pant. Deoarece funcia sinus este o funcie impar, valoarea rezistenei la urcarea pantei i poate schimba semnul, n funcie de semnul pantei. Atunci cnd autovehiculul se deplaseaz pe o ramp, deci unghiul dintre calea de rulare i orizontal este pozitiv, valoarea rezistenei la pant este pozitiv - rezistena se opune deplasrii.n cazul n care autovehiculul se coboar o pant, valoarea unghiului dintre calea de rulare i orizontal devine negativ. Rezistena la urcarea pantei devine negativ i ajut autovehiculul s coboare panta.nclinarea cii de rulare se apreciaz prin: unghiul cu orizontala, p; pantaunde h este diferena de nivel urcat de autovehicul atunci cnd parcurge pe cale o distan a crei proiecie pe orizontal este l (1). Panta se poate exprima procentual: 3.7.Pentru studiul rezistenei la urcarea pantei se consider urmtoarele situaii: autovehiculul se deplaseaz pe un drum orizontal, p=0%; autovehiculul se deplaseaz pe un drum nclinat cu panta impus de tema de proiect, att la urcare, ct i la coborre, p=30%; autovehiculul se deplaseaz pe un drum a crui pant este de 8%, aceasta fiind nclinarea maxim a drumurilor modernizate (1).Tabel 3.3. Rezistena la urcarea panteiNr.Crt.VaRp[daN]

p=-30%p=-10%p=0%p=10%p=30%p=70%

10-2941-10180101829415869

210-2941-10180101829415869

320-2941-10180101829415869

430-2941-10180101829415869

540-2941-10180101829415869

650-2941-10180101829415869

760-2941-10180101829415869

870-2941-10180101829415869

980-2941-10180101829415869

1090-2941-10180101829415869

11100-2941-10180101829415869

12110-2941-10180101829415869

Figura 3.3. Rezistena la Urcarea Pantei3.2.3. Determinarea rezistenei aerodinamiceRezistena aerodinamic se determin cu relaia:3.8.unde: - k coeficientul aerodinamic, determinat la capitolul 3.1.2.;- Atr aria transversal a autovehiculului, determinat la capitolul 3.1.2.;- Vv viteza relativ a aerului fa de autovehicul, determinat la capitolul 3.1.2.

Figura 3.4. Rezistena Aerodinamic3.2.4. Rezistena total pe care trebuie s o nving autovehicululRezistena total se calculeaz n dou situaii:a) atunci cnd autovehiculul urc o pant de 30%, viteza vntului fiind de 18km/h, unghiul de insuflare de zero grade;b) autovehiculul se deplaseaz n palier, viteza vntului fiind zero.a) V0102030405060708090100110

Rtot3002.43008.63017.53029.13043.43060.43080.03102.43127.53155.23185.73218.8

Acest regim de deplasare corespunde celei mai nefavorabile situaii n care autovehiculul se poate deplasa.b)V0102030405060708090100110

Rtot59.961.265.37281.593.6108.4126146169.1194.7223

Acest regim corespunde condiiilor de testare a autovehiculelor, atunci cnd se determin viteza maxim pe care acestea o pot atinge. Astfel se poate afla i puterea maxim necesar a autovehiculului.

Figura 3.5.a)

Figura 3.5.b)

3.3. Puterile necesare nvingerii rezistenelor la naintarePentru a putea alege motorul ce va echipa autovehiculul proiecta trebuie determinate puterile necesare nvingerii rezistenelor la naintare. Puterile necesare se calculeaz cu formula: 3.9.n care R este rezistena pentru care se calculeaz puterea.Se va calcula puterea total pe care trebuie s o nving autovehiculul ca fiind suma puterilor necesare nvingerii rezistenelor n dou situaii: la deplasarea autovehiculului n palier, atunci cnd viteza vntului este de 0km/h i autovehiculul se deplaseaz pe un drum orizontal; la deplasarea autovehiculului n ramp, atunci cnd autovehiculul se deplaseaz pe un drum cu o pant de 8% iar viteza vntului este de 18km/h, unghiul de insuflare fiind de 0.Tabel 3.4. Puterea necesar deplasrii autovehiculului n palierNr.Crt.V[km/h]Rrul[daN]Rp[daN]Ra[daN]Prul[kW]Pp[kW]Pa[kw]Ptot[kW]

1059.868000.0000.0000.0000.000

21059.882011.6630.0000.0371.701

32059.896053.3280.0000.2993.627

43059.9110124.9930.0001.0106.003

54059.9250226.6580.0002.3959.053

65059.9390348.3250.0004.67713.002

76059.9540489.9920.0008.08218.074

87059.96806611.6600.00012.83324.494

98059.98208613.3290.00019.15632.486

109059.997010914.9990.00027.27542.274

1110060.011013516.6700.00037.41554.084

1211060.025016318.3410.00049.79968.140

Tabel 3.5. Puterea necesar deplasrii autovehiculului n rampNr.Crt.V[km/h]Rrul[daN]Rp[daN]Ra[daN]Prul[kW]Pp[kW]Pa[kw]Ptot[kW]

10.00059.677816.0974.3640.0000.0000.0000.000

210.00059.691816.09710.5601.65822.6690.29324.621

320.00059.706816.09719.4503.31745.3391.08149.736

430.00059.720816.09731.0334.97768.0082.58675.571

540.00059.734816.09745.3116.63790.6775.035102.349

650.00059.748816.09762.2828.298113.3478.650130.295

760.00059.763816.09781.9479.960136.01613.658159.634

870.00059.777816.097104.30611.623158.68520.282190.590

980.00059.791816.097129.35913.287181.35528.746223.388

1090.00059.806816.097157.10514.951204.02439.276258.252

11100.00059.820816.097187.54616.617226.69452.096295.406

12110.00059.834816.097220.68018.283249.36367.430335.076

Legend:- V viteza autovehiculului;- Pp puterea necesar nvingerii rezistenei la urcarea pantei;- Rrul rezistena la rulare;- Pa puterea necesar nvingerii rezistenei aerodinamice;- Rp rezistena la urcarea pantei;- Ptot puterea total necesar pentru deplasarea autovehiculului.- Ra rezistena aerodinamic;- Prul- puterea necesar nvingerii rezistenei la rulare;

Figura 3.6. Puterea necesar deplasrii n palier

Figura 3.7. Puterea necesar deplasrii n ramp

4. Predeterminarea caracteristicii externe a motorului i alegerea motorului ce va echipa autovehiculul proiectat

4.1. Calculul puterii necesare a motoruluiMotorul trebuie s dezvolte o putere care s i permit autovehiculului s-i ating viteza maxim atunci cnd se deplaseaz n palier iar viteza vntului este de 0km/h. Conform legislaiei rutiere, toate autovehiculele ce au mai mult de 9 locuri, inclusiv oferul, au viteza limit la 100km/h. Aceste autovehicule trebuie s dezvolte o putere destul de mare pentru a putea menine constant aceast vitez de 100km/h, indiferent de viteza vntului sau de panta drumului. De aceea se va considera c viteza maxim a autovehiculului proiectat este de 130km/h. Pentru a ine cont c autovehiculul proiectat este un autobuz interurban, se admite faptul c acesta se deplaseaz pe un drum cu panta de 0,5%.Se scrie bilanul de putere: 4.1.n care:-Pr- puterea necesar la roat;-P- puterea necesar a motorului;-tr randamentul transmisiei, determinat n Capitolul 3.1.3.

Pentru atingerea vitezei maxime, acceleraia autovehiculului este zero, deci rezistena la demarare, Pd, este zero. Astfel relaia 4.1. devine (1): 4.2.n care se consider c greutatea autovehiculului este cea total, deoarece autovehiculul este un autobuz, acesta funcionnd la sarcin maxim tot timpul (pentru a fi rentabil, acesta va transporta tot timpul un numr maxim de cltori).Puterea necesar maxim a motorului are valoarea:

Pentru modelarea caracteristicii de putere a motorului, trebuie determinai doi coeficieni, cel de adaptabilitate i cel de elasticitate. Acetia se aleg pe baza modelelor similare:Tabel 4.1. Coeficieni de adaptabilitate i elasticitate pentru modelele similareModelPmaxnPMmaxnMM(np)cace

M1160250068012006201.0967740.48

M32402300112012009661.159420.521739

M4132240062014005501.1272730.583333

M5140260051316004681.0961540.615385

M61842400100012007901.2658230.5

Pentru determinarea coeficienilor motorului ce va echipa autovehiculul proiectat se va folosi metoda intervalului de ncredere.Astfel se aleg:Tabel 4.2. Alegerea coeficienilor motorului din proiectAbatere0.0702650.057215

Coef de var6.11480710.5935

Val max1.0783850.482519

Val min1.2197920.597664

Alegcace

Avnd determinai coeficienii, se poate trasa caracteristica de putere motorului autovehiculului proiectat, folosind formula: 4.1.4.2.n care: , , Caracteristica de moment se determin folosind formula:4.3.nPMnPM

1005.432013518.719140091.16804621.8505

20011.20508535.0029150097.39583620.0411

30017.27546549.89511600103.3525616.84

48028.81185573.19361700108.9944612.2471

50030.13332575.50391800114.2778608

60036.83333586.22071900120604

70043.65578595.54572000125.4598.7409

80050.55693603.47892100131.1204590

90057.49306610.02032200133.773580.6536

100064.42044615.16992300135.4287562.282

110071.29535618.92772400136541.1268

120078.07407621.29372500135.3995517.1881

130084.71288622.268260000

50

Pentru a alege motorul ce va echipa autovehiculul, trebuie comparat caracteristica de putere a motorului teoretic, cu caracteristicile de putere ale motoarelor din comer. Pentru asta se traseaz caracteristicile relative la sarcini totale.ModelPutereNr. CilCilindereeTuratiaMomentTur MomPut Litr

M324067.223001120120033.3333333

M413244.62400620140028.6956522

Figura 4.1. Alegerea motoruluiCaracteristica teoretic este mai mic dect ambele motoare alese, deci oricare motor este superior celui teoretic. La turaii apropiate de cea maxim (n/nmax=0,85...1) se poate observa c motorul ce echipeaz modelul M4 este superior celui ce echipeaz modelul M3. Dar o turaie ridicat nseamn o cretere de combustibil.

La viteza limitat de 100km/h, motorul M3 are o rezerv mai mare de putere dect motorul M4. Motorul M3 poate s-i menin viteza constant, indiferent de rezistena drumului, sporind astfel confortul pasagerilor. De asemenea, rezerva mare de putere poate fi folosit pentru acionarea diverselor echipamente auxiliare ale unui autobuz, cum ar fi sistemul de climatizare, generatoare electrice pentru alimentarea sistemului audio sau video, etc.O caracteristic important a autovehiculelor comerciale (autobuze i autocamioane) o reprezint consumul de combustibil: Motorul M3 are un consum specific de combustibil de 195g/kWh. Consumul orar al acestui motor la viteza de 100km/h, n condiiile deplasrii pe un drum cu o pant de 0,5%, viteza vntului de 0km/h (puterea total a rezistenelor la naintare fiind de 68,3kW) este de 13,318kg combustibil/h. Motorul M4 are un consum specific de 202g/kWh. Astfel la 100km/h i o putere total a rezistenelor de 68,3kW, consumul orar de combustibil al motorului M4 este 13,796kg/h.Se poate observa o mic diferen n consumul de combustibil al celor dou motoare, motorul M3 fiind puin mai economic dect M4.Astfel, motorul ce va echipa autovehiculul proiectat este motorul ce echipeaz modelul similar M3, avnd urmtoarele caracteristici: productor:Mercedes; nume:OM 926 LA; cilindree:7,2 litri; numr cilindrii:6 cilindri dispui n linie; putere maxim/ turaia de putere:240kW/2300min-1; moment maxim/ turaia de moment:1120Nm/1200-1500min-1; consum specific:195g/kWh; consum orar la putere maxim:46,8kg/h;

Figura 4.2. Caracteristica motorului ales5. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale i al primei trepte a schimbtorului de viteze

5.1. Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principalePredeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face din condiia ca automobilul impus prin tem s ating viteza maxim la deplasarea sa n treapta cea mai rapid a schimbtorului de viteze, care este, n general, treapta de priz direct ( la schimbtoare de viteze cu trei arbori) sau treapta similar acesteia, cu raport de transmitere apropiat de unitate (la schimbtoare de viteze cu doi arbori) .Se cunoate: 5.1.iar, pentru viteza maxim: 5.2.Astfel rezult valoare predeterminat a raportului de transmitere la transmisiei principale: 5.3.n care turaia de vitez maxim se calculeaz cu expresia:5.4.n care= 0,9 , iar np este turaia de putere, np=2300 min-1 (conform capitolului 4).Valoarea predeterminat a raportului i0 trebuie s fie definitivat ca fiind un raport ntre dou numere naturale, corespunztoare numerelor de dini sau produselor de numere de dini ale roilor dinate n angrenare. Deci,5.5.n care p i q sunt numere naturale.Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dini, pornind de la valoarea predeterminat (abaterea valorii rapoartelor efective alese nu trebuie s depeasc fa de cea predeterminat). Tabel 5.1. Alegerea raportului de transmitere al transmisiei principalei01i02i03

zc373631

zp121110

i0 efectiv3.0833.2723.10

Eroare4.2221.8093.661

Alegerea uneia dintre cele trei variante de rapoarte de transmitere se va face reprezentnd grafic varianta Pr(V) i Prez(V) .

Figura 5.1. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principaleSe alege varianta a treia, n care raportul de transmitere al transmisiei principale este i0=3,1.5.2. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbtorului de vitezeRaportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din urmtoarele condiii: nvingerea pantei maxime, impus prin tem; deplasarea n palier, pe drum modernizat, cu o vitez minim stabil; solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.5.2.1. Determinarea lui is1 din condiia de pant maxim impus prin temLa determinarea acetui raport se pune condiia ca urcarea pantei maxime, pmax, s se fac cu vitez constant, redus.Din bilanul de traciune se obine relaia: 5.6.n care rezistena specific a drumului se calculeaz cu relaia:5.2.2. Determinarea lui is1 din condiia de vitez minim stabilConsiderarea 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.n care Vmin =5km/h iar nmin=0,2np=345min-1.5.2.3. 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.n care ka=0,72=525

Raportul primei trepte a schimbtorului de viteze influeneaz procesul de cuplare al ambreiajului, mai ales la pornirea autovehiculului. La valori mici ale raportului crete solicitarea termic a ambreiajului i tendina de scdere a turaiei. Se poate stabili o valoare minim a raportului is1 la care cuplarea ambreiajului se realizeaz cu uurin, fr solicitri mari ale acestuia. n literatur se menioneaz c raportul de transmitere al primei trepte trebuie s fie astfel nct pornirea de pe loc s fie posibil n cele mai dificile condiii ntlnite de autovehicul. Pentru autocamioane i autobuze echipate cu motoare Diesel raportul total de transmitere se determin cu urmtoarea relaie empiric (3): 5.9.

II. Proiectarea Ambreiajului1. Destinaia, condiiile impuse i clasificarea ambreiajelorAmbreiajul este elementul de legtur dintre motor i transmisie i are rolul de a permite decuplarea motorului de transmisie i ulterior cuplarea progresiv a acestora. Condiii impuse la decuplare:Decuplarea este necesar la pornirea de pe loc, dar i n timpul deplasrii, pentru schimbarea treptelor de vitez. De altfel, decuplarea trebuie realizat i n staionare, cnd motorul este pornit, i la frnare, cnd turaia motorului tinde s scad sub cea stabil. Condiii impuse la cuplare:La pornirea de pe loc, acceleraii mai mari de 3 4 conduc la disconfortul pasagerilor, la producerea unor avarii ale ncrcturii i la suprasolicitarea organelor de transmisie. Efortul la pedal trebuie s nu fie prea mare, iar cursa pedalei trebuie s aib o valoare relativ redus.Cerina principal impus ambreiajelor este ca momentul pe care l poate transmite s fie reglabil, lucru care poate fi obinut prin mai multe soluii constructive, dintre care cea mai simpl este soluia cu discuri de friciune. Ambreiajul automobilului servete la decuplarea temporar i la cuplarea lin a transmisiei cu motorul. Decuplarea este necesar la oprirea i frnarea automobilului sau la schimbarea vitezelor. Cuplarea lin este necesar la pornirea din loc i dup schimbarea vitezelor. Prin decuplarea motorului de transmisie roile dinate din cutia de viteze nu se mai afl sub sarcin i cuplarea lor se poate face fr eforturi mari ntre dini. n acest caz contrar, schimbarea vitezelor este aproape imposibil, funcionarea schimbtorului de viteze este nsoit de zgomote iar uzura roilor dinate este accentuat, putndu-se produce chiar ruperea acestora datorit ocului cuplrii. Cuplarea lin a arborelui cutiei de viteze cu arborele cotit al motorului care are turaie mare, asigur creterea treptat, fr ocuri a sarcinii la dinii roilor dinate, ce reduce uzura acestora.Ambreiajele utilizate la automobile se clasific, dup principiul de funcionare n: ambreiaje mecanice (cu friciune): soluie ieftin i simplu constructiv; ambreiaje hidrodinamice; ambreiaje electromagnetice ambreiaje combinate.Datorit simplitii constructive, ambreiajele mecanice sunt cele mai rspndite la automobile. n cazul acestui tip de ambreiaj, legtura dintre partea conductoare i partea condus se realizeaz prin fora de frecare.La multe automobile moderne se ntlnesc ambreiaje hidrodinamice care lucreaz dup principiul mainilor hidraulice rotative ( legtura dintre partea conductoare i partea condus se realizeaz prin intermediul unui lichid).n cazul ambreiajelor electromagnetice, legtura dintre partea conductoare i partea condus se realizeaz cu ajutorul pulberii magnetice.Unele autovehicule sunt echipate cu ambreiaje combinate, dintre care cele mai cunoscute sunt : hidraulic mecanic, electromagnetic mecanic, centrifugal mecanic.Avnd n vedere c toate modele similare de autovehicule sunt echipate cu ambreiaje mecanice, n continuare se va proiecta un astfel de ambreiaj. Ambreiajul mecanic funcioneaz pe baza forelor de frecare care apar ntre suprafeele de frecare.Prile componente ale unui ambreiaj mecanic sunt grupate astfel: partea conductoare, partea condus i mecanismul de acionare.Partea conductoare a ambreiajului este solidar cu arborele cotit al motorului i cuprinde: volantul, discul (placa) de presiune i carcasa ambreiajului. Partea condus este solidar cu arborele primar al cutiei de viteze i cuprinde garniturile de friciune i discul condus al ambreiajului. Mecanismul de acionare asigur cuplarea i decuplarea ambreiajului.2. Calculul ambreiajelor mecanice2.1. Determinarea momentului de calcul McPentru transmiterea de ctre ambreiaj a momentului motor maxim fr a exista riscul patinrii, pe toat durata de funcionare ( chiar i dup uzura garniturilor de friciune) este necesar ca momentul de frecare Mc al ambreiajului s fie mai mare dect momentul maxim al motorului. Astfel, momentul de calcul al ambreiajului se calculeaz cu formula: 2.1.unde este un coeficient de siguran ce ine seama de creterea dinamic a momentului maxim motor din timpul accelerrii ( la pornirea de pe loc).(6) (7)Alegerea valorii coeficientului de siguran se face inndu-se seama de tipul i destinaia autovehiculului, precum i de particularitile ambreiajului.Pentru valori mari ale coeficientului de siguran se reduce intensitatea patinrii ambreiajului, deci i lucrul mecanic de patinare, crete durata de funcionare a ambreiajului se reduce timpul de ambreiere i se mbuntesc performanele dinamice ale automobilului.Mrirea exagerat a coeficientului de siguran conduce la apariia unor suprasarcini n transmisie, n special la frnarea brusc a automobilului, precum i mrirea forei necesare decuplrii ambreiajului (6).Reducerea valorii coeficientului de siguran a ambreiajului conduce la o bun protecie a transmisiei la suprasarcini, dar la o uzur mai mare a discurilor, deoarece patinarea ambreiajului este mai intens. Fora necesar decuplrii este mai redus.Transmiterea integral a momentului motor i dup uzarea maxim normal a garniturilor de frecare nseamn c, n aceast situaie limit, coeficientul de siguran trebuie s fie mai mare ca unu (6).Se alege pentru autovehiculul proiectat un coeficient (7).2.2. Calculul garniturilor de frecareCalculul garniturilor de frecare cuprinde: determinarea dimensiunilor, determinarea forei de apsare i verificarea la uzur.2.2.1. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecareDimensiunile garniturilor de frecare se aleg n funcie de momentul maxim al motorului i de presiunea specific dintre discurile ambreiajului, pe baza formulei: 2.2.n care:- coeficientul de frecare al garniturilor de friciune;- numrul suprafeelor de frecare;- presiunea specific dintre discurile ambreiajului;- Valoarea calculat se rotunjete conform STAS 7793-67 i dimensiunile garniturilor de frecare devin: diametrul exterior diametrul interior grosimea garniturilorAria garniturilor de friciune este dat de formula: 2.3.2.2.2. Determinarea forei de apsareFora de apsare F asupra discurilor ambreiajului se determin din condiia ca momentul de frecare al ambreiajului Ma s fie egal cu momentul de calcul Mc. 2.4.Presiunea specific dintre discurile ambreiajului devine: 2.5.2.2.3. Verificarea la uzurPentru aprecierea uzurii garniturilor de friciune se folosete ca parametru lucrul mecanic specific de frecare dat de relaia: 2.6.n care L este lucrul mecanic de frecare la patinarea ambreiajului. Se calculeaz aproximativ cu formula: 2.7.n care- este turaia motorului la pornire;- este raza de rulare a roii;- este raportul de transmitere a primei trepte de vitez a autovehiculului;- este raportul de transmitere a transmisiei principale;- este coeficientul de rezisten al drumului;- este un coeficient care arat gradul de cretere al momentului de frecare n timpul cuplrii.Astfel, valoarea lucrului mecanic de frecare la patinarea ambreiajului are valoarea:

iar lucrul mecanic specific de frecare :

2.3. Verificarea ambreiajului la nclzireVerificarea la nclzire a pieselor ambreiajului se face calculnd creterea temperaturii cu relaia: 2.8.Se verific la nclzire placa de presiune, avnd masa mp dat de formula: 2.9.unde:- este densitatea materialului din care este confecionat placa de presiune; n cazul de fa, materialul este oel.- este raza exterioar a plcii de presiune;- este raza interioar a plcii de presiune.- , cldura specific a plcii de presiune;- este grosimea plcii de presiuneMasa plcii de presiune este, iar nclzirea plcii de presiune n timpul cuplri ambreiajului este .2.4. Calculul arcului diafragmScopul calculului const n trasarea curbei de variaie a forei n funcie de sgeata arcului.La decuplare, indiferent de tipul arcului folosit pentru a crea fora de apsare normal (pe garniturile de friciune), acesta trebuie s fie comprimat ( de ctre rulment) peste valoarea la care fora de apsare devine nul (pentru a crea un astfel de joc ntre suprafeele de frecare).Jocul este necesar pentru a asigura o decuplare complet.Sgeata suplimentar se calculeaz cu formula: 2.10.unde - este numrul de discuri conduse;- este jocul necesar ntre garniturile de frecare i suprafaa discului de presiune; astfel valoarea sgeii suplimentare este .Uzura admisibil a garniturilor de friciune este: 2.11.unde i reprezint uzura admisibil a unei garnituri. Astfel uzura admisibila a garniturilor este .Se adopt jocul dintre captul interior al arcului diafragm i rulmentul de presiune: .2.4.1. Caracteristica arcului diafragmPentru analiza procesului de decuplare ale ambreiajului trebuie s se gseasc relaia dintre sgeata f1 (dintre arc i discul de presiune) i forele F1 i F2 , fora ce apas pe discul de presiune, respectiv fora cu care rulmentul apas pe arcul diafragm.Egalnd momentul forelor exterioare cu momentul forelor interioare din partea continu a arcului i innd seama c sgeata f1 se datorete n ntregime unghiului de rotire a prii continue se obine o relaie simplificat: 2.12.Se adopt dimensiunile arcului diafragm: i datele materialului oelului de arc: 2.13.n care modulul lui Young. este coeficientul lui Poisson.Se calculeaz pentru sgeata f1 fora de apsare F1 i se centralizeaz n tabelul 2.1.Tabel 2.1. Dependena forei de apsare de sgeata arcului diafragm.f1 [mm]F1 [N]f1 [mm]F1 [N]f1 [mm]F1 [N]

00323640.01610506.67

0.11924.2063.1235096.110036.52

0.23752.2573.223339.036.29584.627

0.35486.0593.323132.016.39152.887

0.47127.5183.422889.866.48743.211

0.58678.5433.522614.486.58357.506

0.610141.043.622307.776.67997.678

0.711516.913.721971.646.77665.635

0.812808.073.821607.996.87363.283

0.914016.433.921218.756.97092.529

115143.88420805.876855.279

1.116192.334.120371.077.16653.441

1.217163.74.219916.457.26488.92

1.318059.894.319443.857.36363.625

1.418882.84.418955.187.46279.461

1.519634.344.518452.347.56238.336

1.620316.434.617937.257.66242.156

1.720930.964.717411.817.76292.828

1.821479.844.816877.927.86392.259

1.921964.984.916337.497.96542.355

222388.29515792.4486745.024

2.122751.675.115244.668.17002.171

2.223057.035.214696.068.27315.705

2.323306.285.314148.558.37687.531

2.423501.325.413604.048.48119.556

2.523644.065.513064.438.58613.687

2.623736.415.612531.638.69171.831

2.723780.285.712007.558.79795.895

2.823777.565.811494.098.810487.79

2.923730.175.910993.168.911249.41

Dependena exprimat prin formula 2.12. i centralizat n tabelul 2.1. reprezint caracteristica arcului diafragm i este ilustrat n figura 2.1.

Figura 2.1. Caracteristica arcului diafragmDeoarece ambreiajul trebuie s asigure i jocul dintre garnituri f i discul de presiune sau volant, la creterea sgei f1 fora din arc trebuie s scad pentru a uura procesul de debreiere. De asemenea, ambreiajul trebuie s asigure i transmiterea momentului motor atunci cnd garniturile de frecare s-au uzat, iar sgeata scade cu valoarea U. Procesul de debreiere i uzura garnituri de frecare se prezint n figura 2.2.

Figura 2.2. Funcionarea arcului diafragmn figura 2.2. se poate observa c la la scderea sgeii datorit uzurii garniturilor de frecare cu U , fora din arcul diafragm crete , compensnd astfel scderea coeficientului de frecare al garniturilor de friciune.La debreiere, cnd sgeata crete cu f , fora din arc scade, uurnd astfel fora la pedal.2.4.2. Calculul de rezisten al arcului diafragmn cazul arcului diafragm cu tieturi dup generatoare solicitarea maxim apare n punctul din mijlocul bazei lamelei. Pentru calcule practice se poate lua pentru acest punct starea de unitare biaxial.Efortul unitar normal la compresiune c este dat de relaia: 2.14.n care: ; este unghiul de nclinare al arcului2.5. Calculul arborelui ambreiajuluiArborele ambreiajului ( n acest caz este i arborele primar al cutiei de viteze) are o poriune canelat pe care se deplaseaz butucul discului condus.Solicitarea principal este cea de torsiune cu momentul de calcul Mc al ambreiajului. 2.15.n care- tensiunea la ncovoiere admisibil;Diametrul interior al canelurilor, calculat cu formula 2.15. are valoarea . Diametrul interior al canelurilor se adopt conform STAS 1768-68, avnd o valoare mai mare dect diametrul interior calculat.

Att canelurile arborelui ct i cele ale butucului sunt supuse la strivire. Considernd raza medie a canelurilor: 2.16.fora care solicit canelurile la strivire i forfecare va fi: 2.17.Presiunea de strivire se calculeaz cu formula: 2.18.n care reprezint aria de strivire a canelurilor.Presiunea de strivire are valoarea .Canelurile se verific la forfecare cu formula: 2.19.n care reprezint aria de forfecare a canelurilor.

2.6. Calculul mecanismului de acionareSistemele de acionare a ambreiajului sunt de dou feluri: sisteme de acionare mecanic; sisteme de acionare hidraulic.n funcie de complexitatea i mrimea ambreiajului, fiecare productor de autovehicule alege ce tip de mecanism de acionare s monteze pe autovehicul. Totui, pentru a afla care mecanism de acionare se potrivete, se fac n prealabil o serie de calcule care ajut la determinarea unor dimensiuni cum ar fi: lungimea pedalei, lungimea prghiei de debreiere i altele.

Pentru un sistem de acionare mecanic se calculeaz:- Fora de apsare a pedalei: 2.20.n care reprezint randamentul sistemului de acionare; este fora de apsare a discului de presiune.- Cursa pedalei se determin cu formula: 2.21.n care cursa discului de presiune; jocul dintre manon i prghie.Pentru un sistem de acionare hidraulic se calculeaz:

- Fora de apsare a pedalei este: 2.22.n care este randamentul mecanismului de acionare hidraulic.- Cursa pedalei se determin cu formula: 2.23.

Se consider dimensiunile mecanismului de acionare: Pentru sistemul de acionare hidraulic se adopt diametrele cilindrilor de acionare: Se obin pentru sistemul mecanic de acionare urmtoarele valori:

Pentru sistemul de acionare hidraulic se obin:

Se observ c pentru sistemul mecanic de acionare se obine o curs a pedalei mic, dar fora la pedal este mare. n cazul unui sistem de acionare hidraulic, fora la pedal este mic, dar cursa pedalei este relativ mare.Pentru un ofer profesionist este important ca fora la pedal s fie mic, pentru a reduce oboseala cauzat de efortul depus pentru cuplarea i decuplarea ambreiajului. Se recomand ca valoarea forei la pedal s fie cuprins n intervalul 15daN 25daN .Cursa pedalei este la fel de important ca i fora de apsare a pedalei, avnd acelai efect ca aceasta. O cursa prea mare a pedalei duce la oboseala rapid a oferului. Pentru cursa pedalei se recomand valori cuprinse ntre 150mm 180mm.De aceea se adopt un sistem hidraulic de acionare pentru a uura munca oferului profesionist n procesul de cuplare decuplare a ambreiajului.2.7. Calculul elementelor de fixare i ghidare ale discurilor de presiuneDiscul de presiune este solidar la rotaie cu volantul motorului avnd n acelai timp posibilitatea deplasrii axiale.n cazul ambreiajului monodisc legtura dintre discul de presiune i volant se face, n general prin intermediul carcasei ambreiajului.Solidarizarea discului de presiune de volant se face prin intermediul unor boluri de ghidare. Se face numai o verificare la strivire a suprafeelor de legtur dintre disc i boluri. Presiunea specific de strivire se determin cu relaia: 2.24.n care este raza la care sunt dispuse bolurile; este numrul de boluri de ghidare; i reprezint limea, respectiv lungimea bolului de ghidare.Astfel presiunea specific de strivire are valoarea:

fiind cuprins ntre valorile recomandate: .

proiect autovehicule i

Documents