Automobile Proiect Furgon [PDF]

Zitiervorschau

Universitatea Politehnica Bucuresti Departamentul de Autovehicule Rutiere

PROIECT AUTOMOBILE

Coordonator proiect: Popa Laurentiu

Student: Sandu Cristian Grupa: 8303-b

An universitar 2012-2013 1

TEMĂ DE PROIECTARE Să se efectueze proiectarea generală - functională privind dinamica tracțiunii și ambreiajului pentru un automobil având următoarele caracteristici:  Tipul automobilului: autoutilitară;  Caroseria: furgon- locuri și marfă;  Număr de persoane(locuri): 2;  Masa utilă/totală: masa utilă este mai mică sau egală cu 2000 kg;  Viteza maximă: 165 km/h;  Panta maximă: 40 %;  Alte particularitati: MAC 4x2.

2

Memoriu tehnic justificativ:



Partea I

1. Analiza unui număr adecvat de modele similare de autovehicule (minim 5), analiza particularităţilor constructive și a principalelor caracteristici dimensionale, masice, energetice. Stabilirea modelului de automobil ce se va proiecta conform cerințelor temei. 2. Studiul organizării generale şi a formei caracteristice pentru autovehiculul impus prin temă. 2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali şi masici ai automobilului precum şi a subansamblurilor acestuia. 2.2 Determinarea formei şi a dimensiunii spaţiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere. 2.3 Întocmirea schiţei de organizare generală. 2.4. Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului atât la sarcină nulă cât şi la sarcină utilă maximă constructivă. Determinarea încărcarilor statice la punţi și a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere şi stabilitatea longitudinală a automobilului în strânsă legătură cu panta maximă impusă prin temă. 2.5. Alegerea anvelopelor şi a jantelor. 3. Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezistenţă a aerului, a ariei secţiunii transversale maxime a automobiului și a randamentului transmisiei. 4. Determinarea rezistențelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare în funcţie de viteza automobilului. 5.Predeterminarea caracteristicii de turație, de sarcină totală a motorului din condiţia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovrhiculului în palier, alegerea motorului și precizarea principalilor parametrii ai motorului ales. 6.Predeterminarea și definitivarea raportului de transmitere ala transmisiei principale. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze.

3



Partea a II-a

1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta. 2. Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului. 3. Calculul şi proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare şi ghidare). 4. Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului. Materialul grafic va cuprinde: 1. Desen de ansamblu al automobilului (3 vederi) 2. Desen de ansamblu al ambreiajului( vedere laterala și secțiune longitudinală)

4

Cuprins Capitolul 1.......................................................................................................................................8 Analiza modelelor similare de autovehicule. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta conform temei de proiect.................................................................................................................8 1.1.Alegerea modelelor similare de autovehicule........................................................................8 1.2.Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare..............................................8 1.3.Analiza parametrilor dimensionale exteriori........................................................................10 1.4.Analiza parametrilor masici.................................................................................................13 1.5. Analiza parametrilor energetici...........................................................................................14 1.6 Studierea tipului de automobil ce se va proiecta..................................................................16 Capitolul 2.....................................................................................................................................17 Studiul organizării generale si a formei caracteristice pentru autovehiculul impus prin tema...17 2.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai automobilului precum si a subansamblurilor acestuia..........................................................................................................17 2.1.1 Determinarea parametrilor dimensionali.......................................................................17 2.1.2 Determinarea parametrilor masici.................................................................................19 2.1.3 Determinarea parametrilor dimensionali si masici ai subansamblurilor ce compun automobilul impus prin tema.........................................................................................................20 2.2.Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util, inclusive a interiorului postului de conducere ………………………………………………………………..…………………..21 2.2.1.Manechinul bidimensional si postul de conducere………………………………..21 2.2.2.Elementele principale ale manechinului bidimensional folosit pentru proiectarea postului de conducere…………………………………………………………………………...22 2.2.3. Dimensiunile principale ale postului de conducere. Forma scaunului conducătorului…………………………………………………………………………………...24 2.2.4. Dimensionarea cabinei………………………………………………………….…26 2.2.5.Dimensiunile volumului util…………………………………………………….…27 2.2.6. Verificarea vizibilităţii…………………………………………………….………27 2.3.Întocmirea schiței de organizare generală a automobilului de proiectat…………………………..………………………………………………………………27 5

2.4. Determinarea poziției centrului de masă al automobilului atât la sarcina utilă nulă cât și la sarcina utilă constructivă maximă……………………………………………………..28 2.4.1. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nulă….31 2.4.2. Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale…………………...32 2.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora…………………...…………..33 Capitolul 3- Studiul rezistentelor la înaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzătoare ,în diferite condiții de utilizare……………………………………..………………..34 a)Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor………………….…………….34 b)Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a autovehiculului………………………….36 c)Determinarea coeficientului de rezistenţă al aerului………………………………...................37 d)Determinarea randamentului transmisiei………………………………………………………37 3.2.Determinarea rezistenţelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare, în funcţie de viteza autovehiculului…………………………………………………………....……………………..37 Capitolul 4 - Predeterminarea caracteristicii la sarcina totală a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin temă………………………...……………………..……………….…..43 4.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier…………………………..………………43 4.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala…………….……47 Capitolul 5- Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale și al primei trepte a schimbătorului de viteze…………………………………………………….………………………....49 5.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale…………………………………………………………………………………… …49 5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze……………………………………………………………………………………… …..54 5.2.1 Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima impusa prin tema........ ……...55 5.2.2 Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabilita……………………...56 5.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc………………..…………………………………………….56 Partea a-II-a- Capitolul I- Studiul tehnic al soluțiilor constructive posibile pentru ambreiaj și alegerea variantei ce se va proiecta ……………………………………………………………….....57 1.1.Destinația, condițiile impuse și clasificarea ambreiajului…………………..…………....57 1.2. Compunerea ambreiajului………….……………………….…………………………...58 1.3. Prezentarea a doua solutii constructive de ambreiaj……….…….……………………...58 1.3.1.Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice …………………….………...58 1.3.2. Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma………………….………....60 1.4. Alegerea si prezentarea soluţiei constructive…………………….……………………..61 Capitolul 2- Calculul și proiectarea principalelor componente ale ambreiajului…………………………………………………………………………………………..…62 6

2.1.Determinarea momentului de calcul………………………………………………...62 2.2.Determinarea momentului de frecare al ambreiajului …………………………..….62 2.3.Determinarea forţei de apăsare asupra discurilor ambreiajului………………….….64 2.4.Calculul arcurilor de presiune…………………………………………………….....65 2.5.Calculul efortului unitar τ pentru solicitarea la torsiune…………………………….66 2.6.Determinarea numărului de spire………………………………………………..…..67 2.7.Determinarea lungimii arcului în stare liberă……………………………………......68 2.8.Determinarea coeficientului de siguranta al ambreiajului dupa uzarea garniturilor…………………………………………………………………………….......68 2.9.Verificarea la încălzire a ambreiajului……………………………………………....70 2.10. Calculul si proiectarea arborelui ambreiajului…………………………………….71 2.11.Calculul discului condus……………………………………………………………72 2.12.Calculul mecanismului de acţionare……………………………………………......74 2.13.Condiţii generale impuse ambreiajului…………………………………………......78 BIBLIOGRAFIE………………………………………………………………………....79

7

Partea I CAPITOLUL 1 ANALIZA PARTICULARITĂŢILOR CONSTRUCTIVE ALE MODELELOR SIMILARE ALESE SI STABILIREA MODELULUI DE AUTOMOBIL CE SE VA PROIECTA

1.1.Alegerea modelelor similare Se vor alege modele similare de autovehicule in funcție de specificațiile date prin temă . Acestea sunt : tipul autovehiculului, tipul caroseriei, numărul de locuri, masa utilă, viteza maximă, panta maximă și alte particularități. Drept urmare, modelele pe care le vom alege trebuie sa fie autoturisme din clasa autoutilitarelor furgon 2 locuri, având drept echipare motoare diesel, viteza masimă de 165 km/h, tracțiune 4x2 spate. În urma analizării acestor caracteristici precizate mai sus, am ales 10 modele similare de autoutilitare de tipul furgon : Volkswagen LT35, Fiat Ducato, Opel Movano, Ford Tranzit Furgon, Toyota Hiace, Volkswagen Crafter, Iveco Daily, Gazelle 2705, Renault Mascott, Mercedes Sprinter.

1.2 Analiza particularităţilor constructive ale modelelor similare alese Toate autoutilitarele studiate sunt construite dupa solutia clasica cu motorul amplasat in fata iar puntea motoare fiind puntea spate.  Mercedes Sprinter 316CDI, este o autoutilitara ce dispune de 4 tipuri de caroserii. Varianta furgon a autoutilitarei dispune de un motor diesel transversal OM 651 DE22LA, capacitate cilindrica 2.143 cc, 4 cilindrii in linie, 4 supape pe cilindru, injecţie directă comandată elecronic cu Common Rail, turbocompresor de eşapament şi sistem de răcire cu aer. Modelul dispune de cutie de viteze tip NSG 360, manuala, sincronizata, cu 6+1 trepte. Rapoarte de transmitere : mers inainte: 5,076; 2,610;1,518;1,000;0,791; mers inapoi: 4,722. Tractiune 4x2 spate. Modelul este echipat cu pneuri 225/70 R15 cu jante din otel 6Jx15.

8

 Fiat Ducato, este o autoutilitara disponibila in variantele Furgone, Cabinato, Panorama, Minibus, Personalizat.. Echipat cu un motor diesel transversal de 2.3 16v MultiJet 120 CP, cilindree 2287 cc, putere maxima 88 kW, cuplu maxim 320 Nm/2000 rpm. Alimentare: Injectie directa „Common Rail” cu control electronic cu turbocompresor si intercooler. Transmisie 4x2, cutie de viteze cu 6 trepte.Pneuri 205/75 R 15 C.Tractiune 4x2 spate.  Iveco Daily. Daily dispune de un motor turbo diesel asezat transversal cu injecţie directă Common-Rail şi intercooler oferind 5 nivele de putere, 4 cilindrii in linie , 16 supape, supaalimentat su turbocompresor cu supapa wastegate si intercooler. Racire cu apa si ventilator cu cuplaj electromagnetic. Ideal pentru distribuţie urbană, motorul de 2.3 litri este disponibil în varianta de 96, 116 sau 136 CP combinând versatilitatea, puterea şi consumul redus de combustibil. Modelul prezinta o cutie de viteze manuala, sincronizata, tip FPT 2830.5 cu 5 trepte pentru mers inainte si o treapta pentru mers inapoi. Ambreiaj monodisc uscat, cu arc diafragma. Axa fata are suspensie cu roti independente, cu brate duble trapezoidale. Puntea spate este rigida, motoare, cu reductie simpla. Roti duble. Dimensiuni anvelope:195/75 R16,jante din otel cu dimensiunile 5J x16 HI  Opel Movano. Una din numeroasele variante de motorizare ale lui Opel Movano este 2.5 CDTI cu o cilindree de 2.463 cc, o putere de 115 kW si un moment maxim de 290 Nm. Transmisia este manuala cu 6 trepte. Tractiune 4x2 spate. Modelul este echipat cu pneuri 225/55 R17  Volkswagen Crafter, autovehiculul prezinta un motor transversal bazat pe tehnologia TDI cu 5 cilindrii in linie, cu un moment maxim al motorului de 280 Nm la 80kW/109 CP. Deasemenea este prezent si un filtru de particule Diesel. Cutia de viteze este in 6 trepte, manuala. Anvelope de 195 / 75 R 16 C.Tractiune 4x2 spate.  GAZelle 2705, motor Andoria EURO 3, turbo diesel intercooler, 4 cilindri in linie, cilindree 2.417 cc, putere maxima 100CP la 4100 rpm, cuplu maxim 205 Nm la 2000 rpm. Cutia de viteze este manuala cu 5+1 trepte. Tractiune 4x2 spate. Modelul este ecipat cu anvelope 185/75R16C.  Volkswagen LT 35, este echipat cu un motor diesel transversal 2,5 TDI 109 CP, cu injecţie directă Common-Rail şi intercooler. Cutia de viteze este manuala 5+1, tractiune 4x2 spate. Anvelope 225/70 R 15 C 112/110 R, jante 6 J x 15 H2.  Ford Transit Furgon. Autoutilitara prezinta un motor nou 2.4 Duratorq TDCI, 115 CP/ 310 Nm. Modelul cu tractiune spate prezinta deasemenea o transmisie manuala cu 6 viteze Durashift. Pneuri 205/75 R 15 C.  Renault Mascott. Motor transversal DXi3 :130 CP la 3600 rpm – 300 Nm de la 1500 la 2800 rpm. Cutie de viteze manuala cu 6 trepte supramultiplicate, oferind cuplu la viteza redusa, confort de conducere si consum gestionat la viteze mari. Tractiune 4x2 spate, anvelope 215/75 R 16C.  Toyota Hiace, Motor 2.5 litri D-4D 2KD-HI, 4 cilindri in linie ,16 supape DOHC, distributie pe curea.Injectie directa Common Rail. Cutie de viteze manuala cu 6 trepte ,tractiune spate. Anvelope 195/70 R 15C 9

Particularitatile constructive se refera la solutiile gasite de constructori pentru echiparea modelelor lor cu diferite sisteme, subsisteme, ansamble si subansambluri care sa indeplineasca anumite functii, cat si cu amplasarea lor cat mai ergonomica si eficienta. Astfel vom urmari solutiile gasite la modelele studiate pentru amplasarea motorului, tipul de cutie de viteze, puntea motoare aleasa, tipul motorului si volumul util.

Nr. Crt. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Tabel 1.1. Particularitatile constructive ale modelelor similare alese: Denumire Volum Tip Amplasare Tractiune autovehicul util [m3] motor motor 4x2 Mercedes Sprinter 10,5 TransversalSpate L4 fata Fiat Ducato 13 TransversalSpate L4 fata Iveco Daily 12 TransversalSpate L4 fata Opel Movano 10,8 TransversalSpate L4 fata Volkswagen 13 TransversalSpate L5 Crafter fata GAZelle 2705 9 TransversalSpate L4 fata Volkswagen LT 35 13,4 TransversalSpate L5 fata Ford Transit 9,2 TransversalSpate V6 Furgon fata Renault Mascott 12 TransversalSpate L4 fata Toyota Hiace 8 TransversalSpate L4 fata

Cutie de viteze 6+1 5+1 5+1 5+1 5+1 5+1 5+1 5+1 5+1 5+1

1.3.Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori Parametrii care definesc principalele caracteristici dimensionale exterioare ale unui autovehicul fac referire la dimensiunile de gabarit, si la organizare. Dimensiunile de gabarit sunt lungimea totala(

),lăţimea totala ( ) şi înălţimea autovehiculului(

10

).Parametrii ce reflectă organizarea

automobilului sunt: ampatamentul(L), ecartamentul faţă-spate(

) si consolele faţă-spate(

). Toţi acesti parametri enumerati sunt analizati la modelele similare alese, în acest scop întocmindu-se un tabel cu valorile acestora:

Tab 1.2 – Parametrii dimensionali exteriori ai modelelor similar alese Nr. Crt. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Denumire autovehicul Mercedes Sprinter Fiat Ducato Iveco Daily Opel Movano Volkswagen Crafter GAZelle 2705 Volkswagen LT 35 Ford Transit Furgon Renault Mascott Toyota Hiace

Gabarit[mm] La la Ha 5475 2252 2533 6363 2050 2524 5997 1996 2760 5399 1990 2486 5290 1986 2470 5540 2075 2300 5720 1930 2340 5230 2220 2050 5246 2260 2200 5240 1800 1995

E1 1908 1890 1696 1740 1738 1700 1740 1520 1680 1560

Fig, 1.1 Dimensiunile de gabarit ale modelelor similare alese 11

Organizare[mm] E2 L C1 1968 3665 888 1906 3680 1040 1540 3300 998 1725 3578 862 1724 3400 894 1560 2900 1030 1720 3564 986 1562 3050 928 1648 3240 912 1540 3430 890

C2 922 1643 1699 959 996 1610 1170 1252 1094 920

Fig 1.2 Dimensiunile de organizare ale modelelor similare alese.

Analizând tabelul 1.2, care cuprinde valorile parametrilor ce reflecta caracteristicile exterioare ale modelelor similare, se pot trage anumite concluzii cu privire la acestea. 

Se poate constata că valoarea cea mai mare a lungimii( modelul 2(Fiat Ducato),iar

=6363mm) se intâlneşte la

=5230mm reprezintă cea mai mică valoare si se intâlneşte

la modelul 8(Ford Transit Furgon). 

Valoarea lăţimii

=2260mm reprezintă cea mai mare valoare şi se întâlneşte la modelul

9(Renault Mascott),iar =1800mm reprezintă valoarea minimă si se întalneşte la modelul 10(Toyota Hiace). 

Înăltimea

=2533mm reprezintă cea mai mare valoare si se întâlneşte la modelul

1(Mercedes Sprinter),iar

=1995mm reprezintă valoarea minimă si se regaseşte la

modelul 10(Toyota Hiace). 

Ecartamentul faţă

=1908mm reprezintă valoarea maximă şi care se regăseşte la

modelul 1(Mercedes Sprinter), iar

=1560mm reprezintă valoarea minimă a acestuia si

se regaseşte la modelul 10(Toyota Hiace).

12



Ecartamentul spate

=1968mm reprezintă valoarea maximă şi care se regăseşte la

modelul 1(Mercedes Sprinter) ,în schimb

=1540mm reprezintă valoarea minimă şi

care se regăseşte la modelele 3(Iveco Daily)si 10 (Toyota Hiace). 

Consola faţă

=1040mm şi

=862mm reprezintă valoarea maximă respectiv valoarea

minimă care se regăsesc la modelele 2(Fiat Ducato) si 4(Opel Movano) , iar şi

=1699mm

=920mm reprezintă valorile maxime respectiv minime întalnite la modelele 3(Iveco

Daily) si 10(Toyota Hiace).

***1.4 Analiza principalilor parametri masici Principalii parametri masici sunt caracterizati de: masa proprie “ nominală “

” , masa utilă

”,masa totala si coeficientul de tara. Pentru studiul acestor parametrii s-au

folosit informatii din sursele urmatoare:[1],[2],[3],[6],[9] si [10]. Tab 1.3– Parametrii masici ai modelelor similare alese Nr. Denumire autovehicul Masa Masa Masa ηu Crt. proprie utila totala

[kg] [kg] [kg] 1 Mercedes Sprinter 2560 1550 4110 1,651 2 Fiat Ducato 2105 1450 3555 1,451 3 Iveco Daily 2295 1355 3650 1,693 4 Opel Movano 2240 1531 3771 1,463 5 Volkswagen Crafter 2140 1391 3531 1,538 6 GAZelle 2705 2050 1500 3550 1,366 7 Volkswagen LT 35 1980 1105 3085 1,791 8 Ford Transit Furgon 1863 1400 3263 1,330 9 Renault Mascott 1977 1465 3442 1,349 10 Toyota Hiace 1900 1240 3140 1,532 Coeficientul de tara se calculeaza cu relatia :

[-]

(1.1)

13

Fig.1.3 .Reprezentarea grafică a principalelor caracteristici masice ale modelelor similare alese

Din tabelul 1.2 se poate observa că modelul 1(Mercedes Sprinter) are cea mai mare masă proprie 

=2560 kg, iar modelul 8 are cea mai mică masă proprie Masa utilă nominală(

) are cea mai mare valoare

1(Mercedes Sprinter), cea mai mică valoare

=1863 kg. =1550kg la modelul regăsindu-se la modelul

7(Volkswagen LT 35). 

Masa raportata

) are cea mai mare valoare(853,333 kg) la modelul 1(Mercedes

Sprinter) cea mai mică valoare(121,471) regăsindu-se la modelul 8(Ford Transit Furgon).

1.5 Analiza principalilor parametri energetici Parametrii energetici ai modelelor similare alese care vor fi studiati sunt: cilindreea totala( ), raportul de compresie(ε), puterea maxima( momentul maxim( puterea litrica(

), turaţia la putere maximă(

), turaţia la moment maxim(

), puterea specifică(

), ) ,

), puterea raportata la masat totala P masa totala ,emisii CO2 , consum de

combustibil, alezaj x cursa, timpul de demarare de la 0-100 km/h. Pentru analizarea tuturor acestor parametrii enumeraţi s-au întocmit 2 tabele cu valorile acestora de la modelele similare alese.

14

Puterea specifică este un parametru ce ne poate ajuta la definitivarea unor idei despre caracteristicile dinamice ale automobilului si poate fi calculată cu formula: [kW/kg]

(1.2)

Pentru analizarea tuturor parametrilor mentionati mai sus s-a intocmit tabelul 1.4 cu valorile acestora de la fiecare model similar ales. Tab 1.4 – Parametrii energetici ai modelelor similare alese Nr. Denumire autovehicul Pmax nP Mmax nM Pspecifica Crt. [kw] [rpm] [Nm] [rpm] [kW/kg] 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Nr. Crt. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Mercedes Sprinter Fiat Ducato Iveco Daily Opel Movano Volkswagen Crafter GAZelle 2705 Volkswagen LT 35 Ford Transit Furgon Renault Mascott Toyota Hiace

120 88 78 115 80 78 90 90 118 86

3800 3600 3400 3500 3200 4100 3800 3600 3600 3600

360 320 290 290 280 205 290 310 300 294

2000 2000 2300 1600 2000 2000 1800 1700 2000 1900

0,0468 0,0418 0,0339 0,0513 0,0373 0,0380 0,0454 0,0483 0,0596 0,045

Tabel 1.4.1 Parametrii energetici ai modelelor similare alese Denumire autovehicul Vmax fara Emisii CO2 in regim Consum mixt limitator [km/h] mixt [g/km] [l/100 km] Mercedes Sprinter Fiat Ducato Iveco Daily Opel Movano Volkswagen Crafter GAZelle 2705 Volkswagen LT 35 Ford Transit Furgon Renault Mascott Toyota Hiace

160 155 160 145 160 130 130 155 143 152

210 190 210 215 219 222 220 150 215 224

Concluzii trase din studierea datelor strânse în capitolul I. 15

8,2 8,4 8,1 8,2 8,3 8,6 8,5 8,1 8,7 8,5

Se constată faptul că majoritatea constructorilor au optat pentru un tip de motor cu 4 cilindrii in linie, doar modelele 5 si 7 avand un motor cu 5 cilindri in linie si modelul 8 un motor cu 6 cilindri in V. Ţinând cont de masa modelelor similare alese cat si de destinatia acestora se observă ca cilindreea totală variază între 2143 cm³si 2498 cm³, valoarea minimă aparţinând modelului 1(Mercedes Sprinter) si valoarea maximă modelului 5(Volkswagen Crafter). Rapoartele de comprimare variaza intr-o plaja foarte restrânsă de valori(16.2:1 la modelul 2 la 18,1:1 la modelul 9). Puterea maximă are cea mai mică valoare la modelele 3 si 6 iar pe cea mai mare o are modelul 1. Turaţia ce corespunde puterii maxime cea mai ridicată o are modelul 6, iar pe cea mai mică o are modelul 5. Momentul maxim, o caracteristică foarte importantă a motorului, are valori cuprinse între 360Nm la modelul 1 si 205Nm la modelul 6. Turaţia ce corespunde momentului maxim este cuprinsă într-o plajă de valori între 1600rot/min la modelul 4 si 2300 rot/min la modelul 3. Valoarea maximă a puterii specifice se obtine pentru modelul 9(Renault Mascott) iar cea minimă pentru modelul 3(Iveco Daily).

1.6 Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta Pe baza documentatiei realizate mai sus, ne-am propus alegerea unui model similar preferential in functie de accesibilitatea acestora si de caracteristicile impuse prin tema.Acest autovehicul este: Fiat Ducato. Pe baza ideii generale facute in urma parcurgeii capitolului I vom prezenta in figura 1.6.1 schita provizorie a autoutilitarei ce urmeaza a fii proiectata in capitolele urmatoare.

16

Fig 1.4 Forma constructiva preliminara a automobilului impus prin tema

Capitolul 2. Studiul organizării generale şi a formei constructive pentru autoturismului impus prin temă. 2.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali şi masici ai autoutilitarei Pentru stabilirea principalilor parametrii dimensionali si masici s-au folosit tabelele cu date si figurile grafice in care se evidentiata evolutia parametrilor modelelor similar. Tinanand seama de limitele in care se incadreaza parametrii dimensionali si masici ai modelelor similare, dar si de modelul preferential (Fiat Ducato) se aleg principalele caracteristici ale automobilului de proiectat 17

2.1.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali exteriori In vederea predeterminarii parametrilor dimensionali ai autovehiculului de proiectat se va folosi metoda intervalului de incredere.Aceasta metoda va fi aplicata pentru fiecare parametru dimensional ce trebuie determinat urmandu-se pasii corespunzatori. Etapa 1presupune calculul mediei valorilor cunoscute de la modelele similare alese pentru parametrul

,

=

(2.1)

Unde: Nms reprezinta numarul de modele similare la care se cunoaste valoarea parametrului x; valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j; Etapa 2 presupune calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respective:

(2.2)

=

Etapa 3 presupune calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respective:

=

100[%];

(2.3)

Etapa 4 consta in determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii :

, unde k=

(2.4)

-1, iar t(P,k) s-a ales 0.95 .

(2.5)

18

Tabelul 2.1 – Utilizarea metodei intervalului de incredere pentru determinarea parametrilor dimensionali exteriori Nr Crt

Parametri dimensionali

X

Sx

Cvx

t

Ix

Xales

1

L

3525

168

4.7

0.95

(3454-3596)

3560

5705

457

8.01

0.95

(5511-5899)

5860

2555

117

4.6

0.95

(2505-2604)

2550

2055

113

5.5

0.95

(2007-2103)

2100

2

La

3

Ha

4

la

5

E1

1794

97

5.4

0.95

(1753-1835)

1830

6

E2

1773

169

9.5

0.95

(1701-1845)

1840

Valoarea lungimii toatale a autoutilitarei a fost aleasa si este

5860 mm. Se observa

ca valoarea lungimii autovehiculului este apropiata de cea a modelului similar ales.Aceasta dimensiune a fost aleasa si din punct de vedere constructiv deoarece se cauta obtinerea unui spatiu cat mai bun pentru pasageri si pentru bagajele acestora. Ampatamentul a fost ales L=3560 mm pentru faptul ca o dimensiune foarte buna a acestui parametru permite o organizare mai buna a spatiului destinat incarcarii. Latimea automobilului a fost aleasa

=2100 mm, pentru ca se doreste o valoare

apropiata de cea a modelului ales si pentru faptul ca joaca un rol foarte important si in stabilirea volumului interior. Ecartamentul fata si respectiv spate a fost ales astfel incat valorile sa fie cat mai aproape de cel al modelului similar ales el avand un rol extreme de important in stabilitatea autoutilitarei.

2.1.2 Predeterminarea principalilor parametri masici Valorile acestor parametrii masici ce au fost enumerati mai sus se vor determina folosind aceeasi metoda folosita si la predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si anume 19

metoda intervalului de incredere. Toate valorile parametrilor vor fi determinate raportandu-ne la valorile acestora de la modelul similar ales. Tabelul 2.2.Utilizarea metodei intervalului de incredere la adoptarea masei raportate Parametru

ηu [kg]

ηu

Sηu

Cvηu[%]

1.56

0.098

6.3

Iηu

ηu,ales

1.651 Masa raportata (η u)

1.451 1.693

1.52-1.60

1.55

1.463 1.538

S-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta: ma=m0+mun=40000 kg m0=19000kg mun=21000 kg.

2.1.3 Determinarea parametrilor masici pentru principalele subansambluri componente ale autoutilitarei Pentru determinarea parametrilor masici ai subansamblurilor principale se va întocmi un tabel în care se va trece fiecare subansamblu cu valoarea masei proprii şi ponderea acestuia din masa automobilului. Datele se se înscriu în tabelul 2.3.

Tabel 2.3 Repartizarea maselor pe subansambluri Nr.crt.

Subansamblu

Participatie[%] Masa calculata

Masa aleasa [kg]

[kg]

1

Motor

10.60

230 20

230

Forma geometrica

2

Punte fata complet echipata

12.50

271

270

3

Punte spate complet echipata

19.30

418

415

4

Ambreiaj si SV

3

65

65

5

Sistem de directie

0.80

17

15

6

Sisteme de evacuare

0.70

15

15

7

Transmisie cardanica

1.20

26

25

8

Scaune

1.84

39

40

9

Roata de rezerva

1.26

27

25

10

Rezervor de combustibil cu conducte ¼ incarcate

2

43

45

11

Instalatie electrica completa

1.26

27

25

12

Radiator

0.59

13

15

13

Usa culisanta

3.84

83

80

14

Caroserie

38.11

827

825

15

Conducator

3

65

65

100

2166

2155

T

-

-

Comentarii : Ponderile masice ale subansamblurilor autoturismului proiectat au fost alese in functie de clasa din care face parte. Raportarea se face la masa proprie. Motorul cu care va fi echipat autoturismul impus prin tema va fi un motor cu 5 cilindrii in linie a carei forma simplificata este considerata a fi un dreptunghi .Motorul va fi amplasat central longitudinal.Automobilul va fi echipat cu discuri ventilate pentru toate cele patru roti.Se considera faptul ca masa instalatiei electrice, cu toate componentele sale, este concentrata in acumulator.

2.2.PREDETERMINAREA FORMEI SI A DIMENSIUNILOR SPATIULUI UTIL, INCLUSIV A INTERIORULUI POSTULUI DE CONDUCERE. Principalele dimensiuni interioare ale automobilelor. 21

Din lucrarea [3] se extrag urmatoarele informatii despre dimensiunile interioare ale automobilelor:    

Organizarea si dimensiunile postului de conducere; Amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora; Dimensiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc.) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului. Organizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.

2.2.1.Manechinul bidimensional si postul de conducere. Pentru a se determina forma postului de conducere se va ţine seama de studiile ergonomice care s-au efectuat în acest domeniu, pe bază cărora sunt stabilite anumite norme ce asigură o poziţie comodă şi sigură pentru conducătorul autovehiculului, acţionarea comenzilor în condiţii de siguranţă şi fără eforturi mari. Astfel de norme sunt prezentate în mod sistematic în STAS R10666/3-76, în care sunt stabilite caracteristicile manechinului bidimensional, care va fi folosit la determinarea dimensională şi morfologică a postului de conducere în cazul autocamioanelor. Ţinând cont ca media înălţimii a populaţiei a crescut în ultimii 10 ani, iar descoperirile în domeniul ergonomic sunt din ce în ce mai importante şi cerinţele de confort şi siguranţă din ce în ce mai severe, se pot face anumite modificări şi îmbunătăţiri. În general, postul de conducere trebuie sa asigure un compromis între siguranţă şi confort, astfel încât conducătorul să nu adoarmă la volan, mai ales pe perioade lungi de deplasare, dar eforturile pentru acţionarea comenzilor să fie reduse. Pentru proiectarea postului se foloseşte manechinul plan (2D) acest manechin este un accesoriu care simulează statura omului. Principalele elemente ale acestui manechin sunt prezentate în figura 3.2.

Grupă A B

10% 390 408

50% 417 432

22

90% 444 456

Fig. 2.2.2.Elementele principale ale manechinului bidimensional folosit pentru proiectarea postului de conducere. Condiţiile ergonomice şi tehnice pentru proiectarea postului de conducere sunt extrase din STAS R106666/1-76 din care se aleg dimensiunile corespunzătoare. De asemenea se aleg şi alte dimensiuni relative pentru amplasarea organelor de comandă. În figura 2.2.2.sunt prezentate aceste dimensiuni şi forma scaunului conducătorului, determinate de elementele ergonomice ale manechinului prezentat anterior. Tabel. 2.2.2. Dimensiuni principale ale cabinei si postului de conducere.

Denumire Latimea interioara a cabinei min:(3 locuri fara cuseta) Scaunul conducatorului -distanta dintre partea inferioara a volanului si spatarul scaunului , min -distanta dintre partea inferioara a volanului si suprafata scaunului, min -distanta de la partea inferioara a volanului pana la tapiseria interioara a peretelui din spate al cabinei: 23

Simbolizare C

Dimensiuni [mm] 1750

e1

370

e2

180

M

600

-adancimea scaunului, min -latimea pernei scaunului, min -unghiul dintre perna scaunului si spatar, min -unghiul de inclinare a suprafetei pernei scaunului -unghiul de regalre a inclinarii a suprafetei pernei scaunului -unghiul de reglare a inclinarii spatarului scaunului

B A

o

-reglarea longitudinala a scaunului, min X -reglarea longitudinala a scaunului spre fata, max -reglarea inaltimii scaunului, min Y Organele de comanda -deplasarea axei volanului fata de axa longitudinala de T simetrie a scaunului conducatorului, max -distanta dintre axa pedalei de frana si axa pedalei de V ambreiaj, min -distanta de la axa pedalei de frana si axa pedalei de U acceleratie, min -distanta de la axa pedalei de ambreiaj pana la peretele P lateral al cabinei, min -distanta de la axa pedalei de acceleratie pana la peretele S din partea dreapta cel mai apropiat, min -distanta de la axa de simetrie a scaunului conducatorului I pana la axa pedalei de frana axa pedalei de ambreiaj J Unghiurile si distantele determinate cu ajutorul manechinului: -unghiul dintre corp si coapsa

1

-unghiul dintre coapsa si gamba

1

-unghiul dintre gamba si talpa piciorului drept in pozitie de lucru -unghiul dintre gamba si talpa piciorului drept ridicata de pe pedala

24

400 450 95o 7o

1

2

-5o +9o 100 50 80

150 110 110 80 50...100 95o-120o 95o-135o 90o 90o-110o

Fig.2.2.3. Dimensiunile principale ale postului de conducere. Forma scaunului conducătorului

25

Fig 2.2.4 2.2.4. Dimensionarea cabinei 26

După ce au fost determinate principalele caracteristici ale postului de conducere, se face în continuare dimensionarea cabinei. Forma cabinei determinată în aceasta etapă a proiectului poate fi modificată ulterior pe baza unor criterii de organizare generală sau de aerodinamică. Ţinând cont de faptul că pentru aceste autovehicule, cabina nu este un volum complet izolat ci face parte din întregul vagon, se va face o concordanţă între dimensiunile acestuia şi cele ale volumului util, determinate anterior. De asemenea se vor respecta dimensiunile determinate pentru postul de conducere . Tot pentru postul de conducere, în cadrul cabinei, se va face o verificare conform STAS R 10666 /2-76 pentru grupele dimensionale reprezentative 10% şi 90 % ale manechinului 2D în poziţiile externe ale scaunului. Deoarece postul de conducere a fost proiectat în subcapitolul anterior cu ajutorul manechinului 50% în continuare, verificarea se va face pentru grupele 90% şi 10%. Fig.4.3. Determinarea formei cabinei şi verificarea dimensiunilor cu ajutorul manechinelor plane 10% şi 90%

2.2.5.Dimensiunile volumului util. 27

Din intervalul de incredere a fost ales ca volum util o cantitate de 10 m3. Spatiul de marfa de forma paralelipipedica:  Lungime interioara 3000 mm  Latime interioara 1800 mm  Inaltime interioara 1900 mm In acest volum util incap 20 eruopaleti neincarcati cu dimensiunile de 1200x800x155. 2.3.ÎNTOCMIREA SCHITEI DE ORGANIZARE GENERALA A AUTOMOBILULUI DE PROIECTAT. Intocmirea schitei de organizare generala a automobilului de proiectat. Pentru automobilul proiectat s-a ales solutia clasica de organizare generala si anume motor fata, punte motoare spate. Fig.2.3.1 Schita de organizare generala a automobilului de proiectat.

     

Aceasta solutie de organizare are urmatoarele avantaje: incarcari statice ale puntilor apropiate; solicitare redusa a suportilor motorului sub actiunea momentului la iesirea din schimbatorul de viteze; accesibilitate usoara la motor; punte fata simpla, cu posibilitatea aplicarii de diverse variante constructive; mecanism de comanda a schimbatorului de viteze simplu; se poate utiliza un schimbator de viteze cu priza directa ceea ce implica un randament ridicat; 28



utilizarea unui sistem de evacuare a gazelor de lungime mare, cu silentiozitate buna si posibilitate de montare usoara a convertorului catalitic;  incalzire eficace a habitaclului datorita traseului de lungime mica al aerului si al apei. Printre dezavantaje se numara urmatoarele:  la incarcare partiala a autoturismului, puntea motoare este relativ descarcata, ceea ce reduce capacitatea de trecere pe drum de iarna sau umed si creste pericolul patinarii rotilor, mai ales la viraje stanse;  regim de miscare rectilinie mai putin stabil decat in cazul rotilor din fata motoare (automobilul este impins si nu tras);  la aplicarea franei de motor sau a franei de serviciu moderate, la deplasarea in viraj, autoturismul supravireaza;  necesitatea utilizarii arborelui cardanic, ceea ce complica structura transmisiei ,  lungime mare a automobilului, masa proprie relativ mare si cost ridicat.

2.4. DETERMINAREA POZITIEI CENTRULUI DE MASA AL AUTOMOBILULUI ATAT LA SARCINA UTILA NULA, CAT SI LA SARCINA UTILA CONSTRUCTIVA MAXIMA.

Pentru determinarea centrului de masa al autovehiculului se va alege un sistem de axe de coordonate (X,Z) care se va pozitiona pe schita de organizare generala. Sistemul de coordonate are originea in punctul de contact cu solul a pneului de la puntea spate, in primul rand pentru simplificarea masurarii si calcularii valorilor. Pe aceasta schita se vor preciza toate centrele de greutate ale subansamblelor anlizate in capitolul 2. Pozitia centrului de greutate se va determina pentru doua cazuri. Cazul 1:determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nula. Cazul 2:determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila maxima constructiva Pentru deteminarea pozitiei centrului de greutate al autovehiculului se folosesc relatiile: ;

(2.1)

si

(2.2)

29

in care

este masa subansamblului j, in kg, iar

şi

sunt coordonatele centrului de greutate

al subansamblului j,fata de sistemul de axe,XOZ, ales in mm. In legatura cu pozitia centrului de masa pentru o persoana asezata pe scaun: in cazul scaunelor fixe ,centrul de masa se afla la distanta de 50 mm fata de punctul R ,in sensul de mers,iar in cazul scaunelor reglabile acesta distanta este de 100 mm.Inaltimea centrului de masa pe verticala ,fata de punctul R, are valoarea medie 180 mm.

Cazul 1. Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nula. Pentru determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila nula se fac urmatoarele ipoteze:  O singura persoana in interior si anume conducatorul 75 kg;  Rezervorul este incarcat la ¼ din capacitate; Tabelul 2.4 – Determinarea centrului de masa mj Nr Denumire masa crt (subansamblu) [kg] 1 Motor 154 2 Punte fata complet echipata 345 3 Punte spate complet echipata 495 4 Ambreiaj si SV 86 5 Sistem de directie 25 6 Sistem de evacuare 25 7 Transmisie cardanica 23 8 Scaune 50 9 Roata de rezerva 40 Rezervor combustibil cu 10 32 conducte ¼ incarcat 11 Instalatie electrica completa 41 12 Radiator 40 13 Usa culisanta 50 14 Caroserie 705 15 Conducator 75 Σ0 2200

xG=

si 30

xj [mm] 3988 11003 0 3404 3485 968 1940 2697 505

zj [mm] 775 1325 1316 662 1330 363 425 1363 967

xj*mj [mm*kg] 614152 1264850 0 292744 87125 24200 44620 134850 20200

zj*mj [mm*kg] 119350 137840 201850 56932 33250 9075 9775 68150 38680

742

516

23744

16512

7858 4370 1740 5374 2838

2539 844 1411 3208 1409

164778 174800 87000 1193700 212850 4395963

51476 33760 70550 813555 105675 1786394

zG=

Cazul 2.

Determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila maxima constructiva. Pentru determinarea pozitiei centrului de masa al automobilului la sarcina utila maxima constructiva se fac urmatoarele ipoteze: Masa utila 1480 kg din care:  Conducatorul 75 kg;  Rezervorul este incarcat capacitate maxima;  2 pasageri a cate 68 kg;  20 europaleti. Tabel 2.5. Pozitiile centrelor de greutate ale subansamblurilor mj xj Nr Denumire masa crt (subansamblu) [kg] [mm] 1 Motor 154 3988 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16

zj [mm] 775

xj*mj [mm*kg] 614152

zj*mj [mm*kg] 119350

Punte fata complet echipata 345 11003 1325 1264850 137840 Punte spate complet echipata 495 0 1316 0 201850 Ambreiaj si SV 86 3404 662 292744 56932 Sistem de directie 25 3485 1330 87125 33250 Sistem de evacuare 25 968 363 24200 9075 Transmisie cardanica 23 1940 425 44620 9775 Scaune 50 2697 1363 134850 68150 Roata de rezerva 40 505 967 20200 38680 Rezervor combustibil cu 32 742 516 23744 16512 conducte ¼ incarcat Instalatie electrica completa 41 7858 2539 164778 51476 Radiator 40 4370 844 174800 33760 Usa culisanta 50 1740 1411 87000 70550 Caroserie 705 5374 3208 1193700 813555 Conducator 75 2838 1409 212850 105675 Incarcatura(europaleti) 1286 844 1525 1085384 1961150 Σ0 3680 5869951 3969096 Incarcarile statice la cele doua punti , corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt:

G1,0 =

b0 � G0 L

Rezulta G =1244,5 [daN]

G2,0 =

a0 � G0 L

Rezulta G =955

1,0

2,0

[daN]

31

G1 =

b � Ga L

Rezulta G =1677

G2 =

a � Ga L

Rezulta G =2003

1

2

[daN]

[daN]

In procente incarcarile puntilor sunt: X1,0 = 56,56 %

X2,0 = 43,44 %

X1 = 45,57 %

X2 = 54,43 %

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

Fsol =

�G j =1

4 j

[103 *daN] ,

10 � Ga

Fsol= 65,23 daN �80.

2.4.1 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut in vedere si parametri geometrici ai capacitatii de trecere. Definitivarea lor este incheiata odata cu intocmirea schitei de organizare generala si a desenului de ansamblu.Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime impuse in tema de proiect.Parametrii geometrici ai capacitatii de trecere sunt date în tabelul 2. Tabel 2.6. Caracteristici de stabilitate Parametru Garda la sol [mm] Unghiul de atac [0] Unghiul de degajare [0] Raza lomgitudinală de trecere [mm]

Valoare 210 22 18 5960

32

Raza tranversală de trecere [mm]

1466

Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt la urcarea pantei maxime impusa prin tema de proiectare. Tinand cont ca automobilul de proiectat are tractiune fata se vor utiliza urmatoarele expresii pentru unghiul limita de patinare si rasturnare: -

Unghiul limita de patinare:

tga pa

x

a = jx � L ( tractiune spate) hg 1- � jx L

(2.12)

=0,8

tga pa = 0,4 αpa=21°

-Unghiul de rasturnare: (2.13)

a pr = arctg (

a pr =

b ) hg

56°

Panta maxima din tema de proiectare este de 40% adică un unghi de aproximativ 21 0. Conditiile de stabilitate longitudinala, la deplasarea automobilului pe panta maxima impusa sunt:

a pr �a pa �a p max , pentru j x = 0, 70..0,80

33

2.5 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora. Numarul de pneuri la cele doua punti ale autovehiclului sunt : 2 pneuri pentru puntea fata, respectiv 4 pneuri pentru puntea spate. Încărcările statice pe pneurile autoutilitarei corespunzatoare sarcinii utile maxime:

Z pj =

Gj N pnj

, j = 1, N p

Zp1=

kg

Zp2= pnec

kg pj

q

q

Q =(max Z )/k ; k =1 Qpnec=838,5 Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitatea portanta: Qp≥Qpnec, dar cat mai aproape de Qpnec. Indicele de incarcare al pneurilor va fi 102 care suporta o capacitate de incarcare de 850 kg, iar pentru puntea spate unde avem roti jumelate vom avea un indice de incarcare a pneurilor de 530 kg corespunzator valorii 86. 102/86. Indice de viteza J (100 km/h). 34

Indicele de viteza al pneurilor alese va fi L care poate suporta viteze maxime de pana la 120 km/h, deoarece autoutilitara proiectata are viteza maxima limitata la 90 km/h. Valoarea diametrului jantei va fi de 15 inch.

Principalele caracteristici ale pneului ales:  Simbolizare anvelopa: 225/75 R 15 102/86 L  Latimea sectiunii pneului, Bu=225mm  Diametrul exterior, De=549.75mm si raza libera, r0=0.5*De=274.875mm;  Raza statica, rs sau raza dinamica, rd=rs=275 mm;  Raza de rulare, rr=λ*r0=286 mm;  Capacitatea portanta a pneului, Qp=838,5 si presiunea aerului din pneu corespunzatoare, pa=3bar;  Viteza maxima de exploatare a pneului, Vmaxp=165km/h, care trebuie sa indeplineasca conditia: Vmaxp≥Vmax (165km/h>90km/h).  Indicele de sarcina este 102 pentru puntea fata 9roti simple) si 86 pentru puntea spate (roti jumelate).

Capitolul 3 Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare ,in diferite conditii de utilizare a)Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor Rezistenţa la rulare depinde de numeroşi factori cum ar fi construcţia pneului,viteza de deplasare,presiunea aerului din pneu,încărcarea radială a pneului,rularea cu deviere,momentul aplicat roţii,calea de rulare.Coeficientul de rezistenţă la rulare se determină pe cale experimentală pe baza rezultatelor obţinute propunându-se numeroase formule empirice cele mai simple dintre ele referindu-se la viteza de deplasare: f= +

V+

unde: 

reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică, 35



[h2/km2] coeficienţi de influenţă ai vitezei care pot fi aleşi din tabele

[h/km] şi

standardizate. Astfel,pentru anvelopa radială cu secţiune joasă avem: =1.6110

,

=-1.0002

[h/km],

=2.9152

[h2/km2].

Pentru mai multe valori ale vitezei se va contura graficul lui f=f(V) valorile fiind centralizate în tabelul 3.1: Tab 3.1 – Valorile lui f functie de viteza de rulare Nr.crt.

f

V

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

0.01611 0.01604 0.01603 0.01607 0.01618 0.01634 0.01656 0.01684 0.01718 0.01757 0.018 0.019 0.01957 0.02 0.0205 0.021 0.0215 0.0230

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170

36

Fig.7.1. Variatia coeficientului rezistentei la rulare cu viteza

Se observa din grafic precum si din tabel, cu cât viteza automobilului creste si coeficientul f creste dupa o functie parabolica. Pentru determinarea coeficientului f s-a considerat ca automobilul ruleaza numai pe asfalt.

b)Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a autovehiculului -

Aria sectiunii maxime sau aria proiectiei frontale a automobilului se obtine prin: Planimetrarea conturului exterior delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu; Calculul cu relatia: (3.2) 37

Unde: -

Bu –latimea sectiunii anvelopei; hb – inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale; la – latimea automobilului; Npm – numarul de pneuri; cf- coefficient de forma pentru autoturisme se adopta valoarea de 0,89. Ha – inaltimea automobilului.

Aria sectiunii maxime a autoturismului are urmatoarea valoare:

c)Determinarea coeficientului de rezistenţă al aerului Cunoscand valorile medii ale parametrilor aerodinamici pentru autovehiculul de tip furgon si anume A[m2] intre 3,5...8,0 si avand in vedere faptul ca aria autofurgonului de proiectat este de 4,7 m2 aflam prin interpolare Cx=0,64. Valoarea aceasta a fost aleasă din intervalul [0.60; 0.75] ţinându-se cont atât de valoarea acestuia la modelul similar dar si de valoarea ariei transversale care situează autoturismul in categoria autofurgoanelor.

d)Determinarea randamentului transmisiei Puterea dezvoltată de motor este transmisă la roţile motoare prin intermediul transmisiei pentru a propulsa autovehiculul. Întotdeauna acest fenomen are loc cu pierderi prin frecare la nivelul transmisiei,pierderi ce sunt caracterizate de

-randamentul transmisiei. Pentru un

autofurgon 4x2 cu transmisie principala simpla, valoarea adoptată pentru acesta este

=0,90.

Cele mai mari pierderi sunt datorate frecarilor roţilor dinţate existente în transmisie. Randamentul cutiei de viteze creste odată cu momentul transmis şi scade odată cu creşterea turatiei.Valoarea randamentului transmisiei diferă de la caz la caz,acestă valoare aleasă fiind o valoare medie constantă.

3.2Determinarea rezistenţelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare, în funcţie de viteza autovehiculului In miscarea sa, autovehiculul interactioneaza cu mediul inconjurator si cu drumul, rezultand forte care se opun deplasarii acestuia. Aceste forte sunt considerate rezistente la 38

inaintare, iar cu ajutorul lor se pot stabili si studia ecuatiile de miscare ale autovehiculului, pentru cazul general, al vitezelor variabile. Exista astfel mai multe tipuri de rezistente la inaintare. Rezistentele datorate interactiunii autovehiculului cu drumul si mediul inconjurator sunt: rezistenta la rulare, rezistenta la panta si rezistenta aerului. Forta de inertie ce apare in deplasarea autovehiculelor este considerate tot ca o rezistenta la inaintare si se numeste rezistenta la demarare sau rezistenta la accelerare. In calculele ce urmeaza, insa, ea nu apare in bilantul de puteri la roata deoarece se considera un regim uniform de miscare (fara accelerare). Se vor calcula in continuare aceste rezistente pentru mai multe situatii:  Pentru calculul rezistentei la rulare vor fi analizate situatiile deplasarii in palier (α p=0), cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat p max=8% cu αp=arctg(0,08)=4,57⁰=4⁰34’26” si cazul deplasarii in panta maxima din priza directa impusa prin tema pmaximpus=40% cu αp=arctg(0,40)=21,80⁰;  Pentru calculul rezistentei la panta vor fi considerate aceleasi situatii ca mai inainte;  Pentru calculul rezistentei aerului vor fi considerate trei situatii: deplasarea autovehiculului cand nu bate vantul (Vv=0km/h), deplasarea cand bate vantul pe aceeasi directie cu deplasarea autovehiculului si acelasi sens (V v=+15km/h) si cazul cand bate vantul pe aceeasi directie cu cea a deplasarii autovehiculului dar in sens invers (V v=15km/h). La sfarsit au fost insumate rezistentele la rulare pentru rularea pe drumul cu fiecare dintre cele trei pante si pentru cele trei posibilitati din punctual de vedere al vantului. Calculele obtinute au fost trecute in tabele, unde sunt centralizate rezistentele si puterile necesare invingerii lor, in cazul deplasarii in palier. La calculul acestora s-au folosit relatiile prezentate in continuare. Pentru coeficientul la rulare s-a aratat in prima parte a acestui capitol cum se calculeaza acesta. Pentru rezistenta efectiva la rulare se foloseste relatia: [daN] unde apar:  reprezinta rezistenta la rulare;   

f reprezinta coeficientul rezistentei la rulare; Ga reprezinta greutatea totala a autovehiculului, exprimata in daN; reprezinta unghiul pantei pe care se deplaseaza autovehiculul.

Pentru calculul puterii necesara pentru invingerea rezistentei la rulare este folosita relatia:

unde in kW.

reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la rulare a pneurilor si este exprimata Pentru calculul rezistentei la panta se foloseste relatia:

39

Puterea necesara pentru invingerea acestei rezistente se calculeaza astfel:

Rezistenta aerului se calculeaza cu urmatoarea formula:

unde:    

Ra reprezinta rezistenta aerului, rezultata in daN; k=0,06125∙Cx reprezinta coeficientul aerodinamic; A reprezinta aria sectiunii transversal a autovehiculului; Vx=V+Vv∙cosαv [km/h] reprezinta viteza totala relativa a vantului fata de autovehicul. In aceasta formula V reprezinta viteza autovehiculului, Vv reprezinta viteza vantului, iar αv reprezinta unghiul facut de directia pe care bate vantul si directia pe care se deplaseaza autovehicului (in cazul de fata vom avea αv=0⁰) Puterea necesara invingerii rezistentei aerului se poate calcula cu relatia:

unde toate marimile au aceeasi semnificatie ca cea aratata mai inainte.

Fig.3.1Variatia rezistentei la rulare in functie de viteza autoutilitarei R rul(V)

40

Fig. 3.2 Variatia rezistentei totale in functie de viteza autoutilitarei ΣR(V).

Fig. 3.3 Variatia rezistentelor in functie de viteza autoutilitarei

41

Fig. 3.4 Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor in functie de viteza autoutilitara. Tabel 3.4. Rezistentele si puterile necesare invingerii rezistentei la accelerare. V 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 165

Rrul 59,1020447 58,8452388 58,8085522 58,9552985 59,3588506 59,9458355 60,7529398 61,7801634 63,0275064 64,4582822 66,0358041 69,7044599 71,7955937 73,3731157 75,2074436 77,0417715 102,503

Ra 0 1,40818462 5,63273846 12,6736615 22,5309538 35,2046154 50,6946462 69,0010462 90,1238154 114,062954 140,818462 170,390338 202,778585 237,9832 276,004185 316,841538 383,378

Rp 288 288 288 288 288 288 288 288 288 288 288 288 288 288 288 288 288

42

ΣR 347,102045 348,253423 352,441291 359,62896 369,889804 383,150451 399,447586 418,78121 441,151322 466,521236 494,854266 528,094798 562,574178 599,356316 639,211628 681,88331 773,881

Prul

Pa

0 1,63458997 3,26714179 4,91294154 6,59542785 8,32581049 10,12549 12,0128096 14,0061125 16,1145705 18,3432789 21,298585 23,9318646 26,4958473 29,2473392 32,1007381 50,6

0 0,03911624 0,31292991 1,05613846 2,50343932 4,88952991 8,44910769 13,4168701 20,0275145 28,5157385 39,1162393 52,0637145 67,5928615 85,9383778 107,334961 132,017308 175,714

Pp

ΣP 0 8 16 24 32 40 48 56 64 72 80 88 96 104 112 120 128

9,6737062 19,580071 29,9690 41,098867 53,215340 66,574597 81,429679 98,033627 116,63030 137,45951 161,362 187,52472 216,43422 248,582 284,11804 354,31

Fig 3.5 variatia rezistentelor in functie de viteza autoutilitarei

Fig3.6 Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor in functie de viteza autoutilitarei.

43

CAPITOLUL 4 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totală a motorului. Alegerea motorului pentru automobilul impus prin tema 4.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia

de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier Prin caracteristica exterioara se intelege functia de dependenta a momentului motor si a puterii motorului fata de turatie , la admisie totala, reglajele si temperature motorului fiind cele optime. Prin tema se impune valoarea de 165km/h, aceasta fiind valoarea vitezei maxime la deplasarea autovehiculului in treapta de viteza cea mai rapida(priza directa sau echivalentul ei), in palier. Pentru a avea o anumita acoperire din punct de vedere al puterii , se admite ca atingerea Vmax se obtine pe o panta foarte mica ρ0=(0,05….0,3), rezultand in acest fel o putere maxima Pmax ceva mai mare decat in cazul deplasarii in palier ρ0=0 Pentru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata : (4.1) unde:     

Pr reprezinta puterea disponibila la roata; Prul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a autovehiculului; Pp reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei; Pa reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; Pd reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a autovehiculului. Din conditia ca V=Vmax rezulta: , de unde rezulta ca Rd=0 si implicit Pd=0. Facand inlocuirile in formula (4.1) rezulta: (4.2)

unde:  

)= (165km/h)= 0,03 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare corespunzator vitezei maxime; =3680daN reprezinta greutatea autovehiculului;

44



αp0=arctg(0,003)=0,17⁰ calculate pentru p0 din intervalul 0,05…0.3%, reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului; Cunoscand toti termenii, din relatia (4.2) se poate determina P=PVmax: PVmax=

(4.3)

unde P1 reprezinta termenul drept al relatiei (8.2). In consecinta, vom avea: PVmax=52,97 kW unde:  ηt=0,90;  k=0,06125∙Cx, iar Cx=0,64 este cel predeterminat in subcapitolul anterior. Modelarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face prin relatia analitica: P=Pmax (4.4) Sau, sub o forma simplificata: (4.5) Dar pentru

, motorul va avea turatia

, iar relatia (4.5) devine: (4.6)

Unde:  Pmax reprezinta puterea maxima a motorului pe caracteristica externa;  np reprezinta turatia la putere maxima;  sunt niste coeficienti de forma corespunzatori turatiilor joase;  Functia

sunt coeficienti de forma corespunzatori turatiei ridicate. defineste caracteristica la sarcina totala raportata si depinde de tipul si particularitatile

constructive ale motorului.

45

(4.7) S-au obtinut in final intervalele de incredere pentru cei doi coeficienti: Ca (1,12...1,32) Ce (0,45...0,5) Tinand cont si de valorile acestor parametri s-au adoptat valorile: Ca=1,2 si Ce=0,48

(4.8) (4.9)

In continuare vom calcula coeficientul de adaptabilitate si coeficientul de elasticitate al motorului necesar, folosind metoda intervalului de incredere aplicata pe valorile cunoscute de la motoarele modelelor similar. Deci, pentru inceput vom calcula acesti coeficienti pentru fiecare motor de la modelele similar. Rezultatele sunt centralizate in tabelul 4.1. Au fost folosite formulele: Model 1

Ca 1,193805

Ce 0,526316

2

1,370877

0,555556

3

1,323765

0,676471

4

0,924266

0,457143

5

1,172861

0,625

6

1,128422

0,487805

7

1,282235

0,473684

8

1,298525

0,472222

9

0,958452

0,555556

10

1,288784

0,527778

(4.10) (4.11)

Tab 4.1 – Coeficientii de elasticitate si adaptabilitate la modele similare

46

Alegand si valoarea raportului

din intervalul recomandat in literature pentru

motoarele Diesel, ζ=0,9…1,0 , putem calcula f(ζ) pentru turatii ridicate(unde se gaseste turatia de viteza maxima). Se vor considera turatii joase cele pana la jumatatea intervalului dintre turatia de moment maxim si turatia de putere maxima, adica aproximativ n=2500 rot/min. (4.12) Se calculeaza puterea maxima teoretica a motorului, din relatia (4.6).

(4.13)

Pentru stabilirea valorii de putere maxima, np ,se tine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare alese, in special de cele ale caror putere maxima este foarte apropiata de cea calculate anterior. Astfel,toti parametrii necesari modelarii curbei de putere sunt cunoscuti si in relatia (4.4) pot fi utilizati in gama de valori ale turatiei. Rezulta astfel ca turatia corespunzatoare vitezei maxime va fi egala cu turatiaa de putere maxima: (4.14) S-a ales np=3600 rot/min care reprezinta media valorilor turatiilor de putere maxima intalnite la modelele similar. Intervalul de variatie al turatiei motorului ( nmin,nmax),este urmatorul: n

(4.15)

unde Pentru modelarea curbei momentului motor se poate utiliza relatia de transformare: (4.16) In care P[kW] si n[rot/min] 47

Tabel 4.2-puterea si momentul pe caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului

n, rot/min

0 400

720

1000

1400

1800

P, kW

0 6,354129 11,88096 16,90178 24,14933 31,2

2200

2600

37,73709 43,4439

3000

3600

48,0037

52

M,daNm 0 15,17843 15,76702 16,14965 16,48192 16,562 16,38991 15,96563 15,28918 13,8016

Fig.4.1. Caracteristica exterioara obtinuta din conditia de viteza maxima in palier

4.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala

În vederea alegerii motorului ce va echipa autoturismul de proiectat se vor alege motoarele de la două dintre modelele similare prezentate la capitolul 1. Specificatiile constructive ale acestora sunt prezentate in tabelul 4.3. Nr.Crt Model Ca Ce [Kw] [Nm] [rot/min] [rot/min] 1 1,3237 0,6764 Referinta1 78 3400 290 2000 2

Referinta2

88

3600

320 48

2000

1,3708

0,5555

3

Teoretic

55,2 3600 190 1728 1,19 0.48 Tab 4.3 – Date tehnice ale motoarelor analizate Pentru cele 3 motoare se calculeaza coeficientii de forma, folosind formulele de mai sus: - 1: a= -0.091, = 4.182, = 3.091, a,= 2.001, , = -1.002, , = -0.0009; - 2: a= 0.792, = 2.085, = 1.877, a,= 1.627, ,= -0.254, ,= 0.373. -3: a= 1.028, = 0.675, = 0.703, a,= 0.78, ,= 1.441, ,= 1.22. Pentru a trasa caracteristicile relative de putere ale motoarelor alese si a motorului P

P

calculat se calculeaza puterile raportate P 1 , P 2 , PP si de asemenea turatiile raportate max 1 max 2 max n1 nP 1

, nnP22 , nnP . Acestea au la baza dependenta: (4.17)

Fig.4.2. Caracteristicile la sarcina totala pentru cele 3 motoare : 1.Referinta 1: Ivaco Daily. 2.Referinta 2: Fiat Ducato. 3.Model teoretic(predeterminat) In final s-a trasat caracteristica exterioara a motorului ales, in fig 4.3.

49

Fig.4.3. Caracteristica la sarcina totala a motorului ales

CAPITOLUL 5 DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL TRANSMISIEI PRINCIPALE SI AL PRIMEI TREPTE A SCHIMBATORULUI DE VITEZE 5.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale Deoarece s-a stabilit in primul capitol solutia de organizare generala “clasica” inseamna ca autovehiculul va fi dotat cu un schimbator de viteze cu 3 arbori, de unde rezulta raportul de transmitere al treptei de prize directa: isn=1.00 (5.1) Considerand valoarea razei de rulare rr=286 mm si datele motorului care a fost ales anterior, se calculeaza raportul de transmitere al transmisiei principale (in unghi), din conditia de atingere a vitezei maxime, cu formula: (5.2)

50

Deoarece aceasta valoare predeterminata este mai mica decat 7 inseamna ca este suficienta o transmisie principal simpla, cu o singura pereche de roti dintate in angrenare. In figura 5.1 este prezentata schema cinematica a unei astfel de transmisii. S-au notat in figura:  zp, numarul de dinti ai pinionului;  zc, numarul de dinti ai coroanei diferentialului.

Fig 5.1 – Schema cinematica a unei transmisii cinematice simple Se vor calcula in continuare 4 variante de valori efective ale raportului predeterminat, obtinute din raportul numerelor de dinti ai celor 2 roti dintate in angrenare. Pentru aceasta s-a ales valoarea numarului de dinti ai pinionului, conform tabelului 5.1 si s-a calculate apoi numarul de dinti ai coroanei si in final raportul respective. Tab 5.1 – Numarul minim de dinti zp Raportul de 2.5 3 4 5 6-7 >7 transmitere – i0 Numarul minim de dinti ai pinionului 15*) 12*) 9 7 6 5 Zpmin *) se poate alege chiar 11  Varianta I Se alege zp1=9 dinti, de unde rezulta: zc=i0 zp1= *9 =38,808 Se alege prin rotunjire zc1=39 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului de transmitere: (5.3) 51

Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: (5.4)  Varianta a II-a Se alege zp2=10 dinti, de unde rezulta: zc=i0 zp2=4,312 10=43,12 Se alege prin rotunjire zc2=43 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului de transmitere: (5.5) Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: (5.6)  Varianta a III-a Se alege zp3=11 dinti, de unde rezulta: zc=i0 zp3=4,312 11=47,43 Se alege prin rotunjire zc3=47 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului de transmitere: (5.7) Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: (5.8)

 Varianta a IV-a Se alege zp4=8 dinti, de unde rezulta: zc=i0 zp4=4,312 8=34,496 Se alege prin rotunjire zc4=34 dinti si rezulta valoarea efectiva a raportului de transmitere: 52

(5.9) Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: (5.10) La stabilirea numarului de dinti al coroanei la fiecare dintre cele 4 variante sa tinut cont de cateva reguli, printre care cea mai importanta este ca acesta sa nu aiba divizori comuni cu numarul de dinti ai pinionului pentru a se evita interferenta. Se observa ca erorile relative fata de valoarea predeterminata sunt foarte mici, mai putin in cazul ultimei variante, unde se pastreaza totusi in limite rezonabile. Aceasta varianta are insa avantajul rezultarii undei garzi la sol marite, datorita diametrului mai redus (la acelasi modul cu cel al pinionului) al coroanei diferentialului. In tabelul 5.2 se prezinta valorile puterilor la roata pentru viteze corespunzatoare unor turatii ale motorului de pana la 3600 rot/min, calculate cu formula: (5.11) unde:  reprezinta randamentul transmisiei, considerat in capitolele anterioare;  reprezinta puterea de pe caracteristica exterioara calculate pentru turatia corespunzatoare vitezei respective si raportului respective al transmisiei principale. Viteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului, pentru un anumit raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de priza directa, se calculeaza cu relatia: (5.12) unde

reprezinta raportul de transmitere al treptei de priza directa. Cu ajutorul acestor relatii s-a completat tabelul 5.2 si s-au trasat apoi figura 5.2 curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere efetic si pentru raportul predeterminat. Pe aceeasi diagram s-a suprapus curba puterii

53

rezistente totale la deplasarea autovehiculului in palier (in cazul cand nu bate vantul). Se observa apropierea foarte buna a celor 5 curbe, care se datoreaza in primul rand erorilor relative foarte mici, asa cum s-a calculat mai devreme. Doar in cazul ultimei valori, cu abaterea relativa mai mare, se observa o oarecare diferenta intreu curba puterii la roata corespunzatoare ei sic ea pentru valoarea pedeterminata. Aceste argument conduc la ideea ca se poate alege orice valoare dintre cele analizate a raportului de transmitere al angrenajului in unghi.

Tabel.5.2. Puterile rezistente la roata pentru cele 5 rapoate de transmitere N [rot/min] 0 720 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600

i0

i01ef

Pr[kW]

V[km/h]

0 20,106 28,603 34,743 40,868 46,909 52,8 58,473 63,862 68,900 73,520 77,654 81,237 84,199 86,476 0

0 18,003 25,005 30,006 35,007 40,008 45,009 50,010 55,011 60,012 65,013 70,014 75,015 80,016 85,017 90,018

Pr[kW] 0 20,106 28,603 34,743 40,868 46,909 52,8 58,473 63,862 68,900 73,520 77,654 81,237 84,199 86,476 0

i02ef V[km/h] 0 17,916 24,883 29,860 34,837 39,814 44,791 49,767 54,744 59,721 64,698 69,674 74,651 79,628 84,605 89,582

Pr[kW] 0 20,106 28,603 34,743 40,868 46,909 52,8 58,473 63,862 68,900 73,520 77,654 81,237 84,199 86,47 0

i03ef V[km/h] 0 18,053 25,074 30,089 35,104 40,119 45,134 50,149 55,164 60,179 65,194 70,209 75,224 80,239 85,254 90,269

Pr[kW] 0 20,106 28,603 34,743 40,868 46,909 52,8 58,473 63,862 68,900 73,520 77,654 81,237 84,199 86,476 0

i04ef V[km/h] 0 18,172 25,239 30,287 35,334 40,382 45,430 50,478 55,526 60,574 65,622 70,669 75,717 80,765 85,813 90,861

Fig.5.2.Variatia cu viteza a puterii la roata (pentru fiecare raport al transmisiei principale) si a puterii rezistente la deplasarea in palier 54

Pr[kW] 0 20,106 28,603 34,743 40,868 46,909 52,8 58,473 63,862 68,900 73,520 77,654 81,237 84,199 86,476 0

V[km/h] 0 18,819 26,138 31,366 36,594 41,821 47,049 52,277 57,505 62,732 67,960 73,188 78,416 83,643 88,871 94,099

Se alege in final valoarea i03ef= 4,272 datorita avantajului sau de a genera o garda la sol relativ ridicata, dupa cum s-a precizat, si datorita vitezei maxime mai mari comparativ cu cea impusa in tema care rezulta de pe grafic (la intersectia curbei puterii la roata corespunzatoare lui si curba puterii rezistente) la deplasarea in palier .

5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze Raportul de transmitere al primei trepte se va de termina distinct din următoarele condiţii:  invingerea pantei maxime, impusa prin tema;  deplasare in palier, pe drum modernizat, cu o viteza minima stabilita;  solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.

5.2.1 Determinarea lui is1 din conditia de panta maxima impusa prin tema 55

La determinarea acestui raport se pune conditia ca urcarea pantei maxime, pmax, sa se faca cu viteza constanta, redusa. Din bilantul de tractiune se obtine relatia: (5.13) unde:  rd=286 mm reprezinta raza dinamica a pneului; 

=0,4249 reprezinta rezistenta

specifica maxima corespunzatoare unei pante (impusa prin tema) cu

º,care este urcata cu viteza

   

foarte mica (din acest motiv s-a folosit doar f0); Ga=3680 daN reprezinta greutatea totala a autovehiculului; i0=4,272 reprezinta raportul transmisiei principale, care a fost stabilit in subcapitolul anterior; ηt=0,9 reprezinta randamentul total al transmisiei; Mmax= 32 daNm reprezinta momentul maxim dezolvatat de motor.

Astfel, folosind relatia (5.13) se obtine: (5.14) 5.2.2 Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabilita Acest criteriu presupune determinarea unui raport sufficient de mare al primei trepte a schimbatorului de viteze pentru a dat posibilitatea deplasarii autovehiculului cu o viteza minima (aleasa Vmin=6 km/h) constanta, pe un drum mondernizat, in palier. Pentru aceasta se foloseste relatia: (5.15) Se considera turatia minima nmin=0,2 np=720 rot/min si, calculandu-se, se obtine: 56

(5.16) 5.2.3 Determinarea lui is1 dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc Solicitarile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, in cazul deplasarii pe un drum in palier, de efectul valorii turatii initiale a motorului, n0, si de marimea puterii specifice, Psp, se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte: (5.17) unde:  n0=0,75 np=2700 rot/min;  ka=0,72 pentru motoarele Diesel;  μ=525 pentru autocamioane si autobuze. Inlocuind, se obtine: (5.18) Se observa ca acesta valoare ( este cea care se va folosi in continuare si care va fi luata in calcul si la construirea schimbatorului de viteze, deoarece aceasta permite si urcarea pantei maxime impusa in tema (va fi urcata o panta chiar mai mare) si permite rularea la o viteza chiar mai mica decat cea aleasa.

Partea a-II-a CAPITOLUL I STUDIUL TEHNIC AL SOLUŢIILOR CONSTRUCTIVE POSIBILE PENTRU AMBREIAJ ŞI ALEGEREA VARIANTEI CE SE VA PROIECTA 57

1.1. DESTINATIA , CONDITIILE IMPUSE SI CLASIFICAREA AMBREAIAJULUI Ambreiajul face parte din transmisia automobilului si este intercalat intre motor si cutia de viteze , reprezentând organul de transmitere a momentului de la arborele cotit al motorului la cutia de viteze. Funcţiile ambreiajului sunt următoarele : - permite la pornirea automobilului cuplarea progresiva a motorului , care se afla in funcţiune , cu celelalte organe ale transmisiei , care , in acel moment, stau pe loc; - permite cuplarea si decuplarea in timpul mersului automobilului motorului cu transmisia , la schimbarea treptelor de viteze ; - protejează la suprasarcini celelalte organe ale transmisiei. Ambreiajul trebui sa îndeplinească anumite condiţii , si anume : -sa permită decuplarea completa si cat mai rapida a motorului de transmisie , pentru ca schimbarea treptelor sa se facă fara şocuri; -sa decupleze cu eforturi minime din partea conducătorului , fara a se obţine insa o cursa la pedala mai mare de 120-200 mm .Forţa la pedala necesara declupari nu trebuie sa depaseasca 150 N la autoturisme si 250 N la autocamioane si autobuze ; -partile conduse sa aibă o greutate cat mai redusa pentru ca schimbarea treptelor sa se facă fara şocuri -sa fie suficient de progresiv pentru a se evita pornirea brusca din loc a automobilului ; -sa asigure in stare cuplata o îmbinare perfecta intre motor si transmisie; -sa permită eliminarea căldurii care se produce in timpul procesului de cuplare prin patinarea suprafeţelor de frecare ; -sa amortizeze vibraţiile ce se produc in transmisie ; -sa aibă o construcţie simpla si ieftina ; -sa fie cat mai uşor de intretinut si de reglat si sa ofere siguranţa ; Ambreiajele se clasifica după principiul de funcţionare si după tipul mecanismului de comanda . După principiul de funcţionare ambreiajele pot fi : mecanice , hidrodinamice , combinate si electromagnetice . După tipul mecanismului de comanda ,ambreiajele pot fi cu comanda : mecanica , hidraulica , pneumatica si electrica . După modul de realizare a comenzi ,ambreiajele pot fi :neautomate si automate.

1.2. Compunerea ambreiajului Ambreiajul este compus din urmatoarele parti principale: 58

1) Partea conducatoare: este acea parte a ambreiajului care este montata pe volantul motorului. Ea poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului care se roteste cind motorul este in functiune, ambreiajul este decuplat, iar automobilul sta pe loc si cuprinde urmatoarele componente principale:  Carcasa interioara a ambreiajului:  Placa sau discul de presiune;  Arcul (arcurile de presiune); 2) Partea condusa: este acea parte a ambreiajului care este in legatura cinematica directa cu arborele de intrare (primar) al schimbatorului de viteza. Ea poate fi identificata ca fiind acea parte a ambreiajului care nu se roteste cind motorul e in functiune, ambreiajul e decuplat, iar automobilul sta pe loc si cuprinde urmatoarele componente:  Discul sau discurile conduse ale ambreiajului;  Arborele ambreiajului; 3)

Sistemul de actionare sau de comanda al ambreiajului are in componenta doua parti:  Sistemul interior de actionare cuprinde piesele si subasamblele care realizeaza comanda ambreiajului si sunt situate in interiorul carterului.  Sistemul exterior de actionare cuprinde toate piesele si subansamblele montate intre pedala ambreiajului si capatul furcii ambreiajului. El are mai multe variante constructive si constituie un criteriu de clasificare a ambreiajelor.

1.3. Prezentarea a doua solutii constructive de ambreiaj Se vor prezenta in continuare doua tipuri de solutii constructive corespunzatoare temei impuse: 1.3.1.Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice . In figura 1.3.1 este reprezentata contructia uni ambreiaj monodisc simplu cu arcuri periferice . Ambreiajul monodisc cu arcuri periferice este raspandit la autocamioane, tractoare, microbuze dar cate odata si la autoturisme datorita faptului ca are greutatea cea mai redusa si constructia cea mai simpla. Partile componente ale ambreiajului se grupează in: organe conducătoare ., organe conduse si mecanismul de comanda . Organele conducătoare sunt : volantul ,împreuna cu carcasa, discul de presiune, arcurile de presiune si pârghiile de declupare . Discul de presiune este solidar in rotaţie cu volantul si se poate deplasa axial. Arcurile 3 ,care realizează forţa de apăsare a suprafeţelor de frecare , sunt aşezate intre discul de presiune si carcasa ambreiajului . Pârghiile de deplasare sunt prevăzute cu doua puncte de articulaţie : unul in discul de presiune si celalalt in carcasa . Organele conduse ale ambreiajului sunt : discul condus si arborele ambreiajului. Discul condus este aşezat intre volant si discul de presiune , putând sa se deplaseze axial pe arborele 59

ambreiajului prevăzut cu caneluri la fel ca si butucul discului . Pe discul condus sunt fixate prin nituri doua garnituri de frecare ce au un coeficient de frecare mare . Mecanismul de comanda se compune din manşonul de debreiere si pedala ambreiajului . La debreiere . se apasă pedala ambreiajului si tija se deplasează spre dreapta iar furca de debreiere împinge manşonul de debreiere spre stânga . Rulmentul de presiune apasă pe capetele interiore ale pârghiilor de declupare , iar acestea se rotesc in jurul punctelor de articulaţie de pe carcasa . In felul acesta , pârghiile de declupare deplasează discul de presiune spre dreapta , comprimând arcurile . Deoarece discul condus nu mai este apăsat asupra volantului , transmiterea momentului de la motor la cutia de viteze se întrerupe . La ambreiere ridicând piciorul de pe pedala , furca de debreiere este readusa in poziţia iniţiala de către un arc de readucere si o data cu ea si rulmentul de presiune. Fig.1.3.1. Ambreiaj monodisc simplu cu arcuri periferice

1.3.2. Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma in prezent este foarte utilizat la autoturisme. La acest tip de ambreiaj rolul arcurilor de presiune este indeplinit de un arc central sub forma de diafragma, format dintr-un disc de otel subtire prevazut cu taieturi radiale; arcul diafragma are forma tronconica si indeplineste atat rolul arcurilor periferice cat si cel al parghilor de debreiere.

60

Când ambreiajul este cuplat ,arcul tip diafragma se reazemă in carcasa prin prin intermediul inelului si datorita formei sale concave , apasă asupra discului de presiune iar acesta la rândul sau asupra discului condus si volantului. La declupare , mişcarea se transmite , de la pedala ambreiajului , prin prin mecanismul de comanda , la rulmentul de presiune , care se deplasează spre stânga si apasă asupra pârti interioare a diafragmei se va deplasa deci spre dreapta .In felul acesta , discul condus nu mai este apăsat pe volant de către discul de presiune ia legătura dintre motor si cutia de viteza se întrerupe . Fig.1.3.2. Ambreiaj monodisc cu arc diafragma

61

1.4. Alegerea si prezentarea soluţiei constructive Soluţia constructiva adoptata este ambreiaj monodisc cu arcuri periferice datorita simplităţii sale constructive , compactitatii si greutăţii reduse.

Discul de presiune va fi din fonta, obţinut prin turnare. Carcasa ambreiajului se va fabrica din tabla groasa ambutisata datorita preţului mai redus dar si a productivităţii mai mari. Pentru o cuplare mai lina si reducerea cat mai mult a şocurilor din transmisie, se vor creste calităţile elastice ale discului condus. Discul propriu-zis va fi prevăzut cu tăieturi radiale, indoite alternând, astfel rezultând un disc ondulat. Aceasta soluţie este mai avantajoasa fata de folosirea arcurilor lamelare ondulate deoarece este mai simpla de realizat si cu un număr mai mic de piese. Elementul elastic suplimentar si amortizoarele pentru oscilaţii de torsiune vor fi arcuri elicoidale, deoarece au o durata de funcţionare mai mare, rezista mai bine la temperaturi inalte decât suspensiile din cauciuc , in plus putindu-se realiza o caracteristica de amortizare franta acoperindu-se o gama mai larga de vibraţii. Garniturile de fricţiune vor fi prinse prin nituri de discul condus pentru a se putea inlocui mai uşor atunci cand se vor uza. Sistemul de acţionare va fi hidraulic, astfel nu va mai fi necesara reglarea, sistemul având capacitatea de a prelua jocurile rezultate in urma uzurilor; sistemul de acţionare hidraulic este preferabil celorlalte sisteme datorita randamentului sau ridicat si silentiozitatii sale.

62

Capitolul 2 CALCULUL ŞI PROIECTAREA PRINCIPALELOR COMPONENTE ALE AMBREIAJULUI

La calculul ambreiajului se urmăreşte stabilirea dimensiunilor elementelor principale ale acestuia, în raport cu valoarea momentului motor şi pe baza parametrilor constructivi ai motorului şi autovehiculului. P=88 kW Mmax=320 Nm

2.1.Determinarea momentului de calcul In timpul functionarii ambreiajului, ca urmare a frecarilor normale din fazele de cuplaredecuplare, suprafetele de frecare ale discurilor conduse sunt supuse uzurii, arcurile de presiune se detensioneaza, iar forta de apasare se micsoreaza. Pentru transmiterea de către ambreiaj a momentului motor maxim fără patinare,pe toată durata de funcţionare este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului să fie mai mare decăt momentul maxim al motorului. În acest scop se introduce în calcul un coeficient de siguranţă β. Momentul de calcul va fi: M c =   M max

La alegerea coeficientului β se ţine seama de tipul şi destinaţia autovehiculului precum şi de particularităţile constructive ale ambreiajului. Se alege β=1,7  Mc=1,7.32=54,4[daNm].

2.2.Determinarea momentului de frecare al ambreiajului Pentru determinarea momentului de frecare al ambreiajului se consideră un coeficient de frecare μ=0,28.(intre 0,25 si 0,3). Pentru momentul de frecare total avem: 2 M a =     p ( Re3 - Ri3 ) 3

unde Re –raza exterioară a suprafeţei de frecare RI - raza interioară a suprafeţei de frecare 63

Unde:

p=

F  ( R - Ri2 ) 2 e

Fig.2.2.Schema pentru determinarea momentului de frecare al ambreiajului.

Observaţie: Pentru ambreiaje prevăzute cu mai multe perechi de suprafeţe de frecare momentul este:

Re3 - Ri3 Re3 - Ri3 2 2 Ma =  F 2 Ma =   F i 2 3 3 Re - Ri2 Re - Ri2 unde i-reprezintă nr.de suprafeţe de frecare i= 2nd nd- reprezintă nr. discurilor de frecare Se alege ambreiaj monodisc uscat cu arcuri periferice datorită construcţiei simple şi faptului că este un ambreiaj foarte întâlnit la modelele similare. Raza exterioară este:   M max Re =  (1 - C 2 )i Ri unde C = , C=(0,530,75) Re Tinand seama de faptul ca uzura garniturilor este mai accentuata la periferie decat spre centru, din cauza vitezelor de alunecare diferite, se recomanda ca limita superioara a coeficientului C sa se adopte in cazul automobilelor echipate cu motoare rapide. Se alege C=0,53 Tabel.11.2.1. Valorile coeficientului λ

64

Se alege λ =35 Re =

Deci

D e

Di G

35  32  157[mm]  (1 - 0,532 )2

Ri = C  Re = 0,53  157 = 83[ mm]

150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350 100 110 125 130 150 155 165 175 185 195 2,5…3,5 3,5 3,5; 4,0 Tab 2.1 – Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje Se alege din STAS 7793-67 De=325[mm]Re=162.5[mm] DI=185[mm] RI=92.5[mm] Grosimea garniturii g=4mm Rm =

Re  Ri 162.5  92.5 = = 127.5[mm] 2 2

2.3.Determinarea forţei de apăsare asupra discurilor ambreiajului Se determină din condiţia ca momentul de frecare al ambreiajului să fie egal cu momentul de calcul Mc F=

  M max 1,7  32  103 =  762[daN ] iRm 0.28  2  127.5

Momentul de frecare al ambreiajului este:

R 3 - Ri3 2 2 162.53 - 92.53 M a =   F  i e2 =  0 , 28  2  762  10 -3 2 2 2 3 Re - Ri 3 162.5 - 92.5 65

M a = 55,77[daNm]

Momentul ambreiajului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul de calcul (Mc=54,4 daNm), astfel garniturile de frecare pot fi considerate corect dimesionate.

Dacă se consideră forţa F uniform distribuită pe suprafeţele de frecare, presiunea p va fi dată de relaţia: 762  10 p= = 0.136[ MPa ]  ( Re2 - Ri2 ) Aria suprafeţei garniturilor de frecare este: A =  ( Re2 - Ri2 )i =  (162.5 2 - 92.5 2 )2 = 1035[cm 2 ]

2.4.Calculul arcurilor de presiune Arcurile de presiune ale ambreiajului sunt solicitate după un ciclu asimetric. Arcurile periferice sunt în general arcuri cilindrice din sârmă trasă şi au o caracteristică liniară Pentru determinarea diametrului sârmei şi a diametrului de înfăşurare trebuie să se cunoască:- Fa=forţa totală ce trebuie dezvoltată de arcuri; -na=nr. de arcuri; -F’a=forţa pe care trebuie să o dezvolte un arc. Avem relaţia: F’a= Fa/ na Observaţie: na-se alege în general ca multiplu de 3 pentru a avea o apăsare uniformă a arcurilor asupra discului de presiune. Pentru autoutilitare F’a trebuie să se încadreze între 4080[daN].Pentru diametrul exterior al garniturilor de frecare între (280380)[mm] se recomandă să se aleagă între (12-18) arcuri.Se aleg 15 arcuri. Fa =

F  Fr cf

unde :Fr= forţa datorită arcurilor care ajută la obţinerea unei debreieri complete. cf= coeficient care ţine seama de forţele de frecare. Pentru ambreiaje monodisc cf=0,90,95. Se alege cf=0,95. Calculul se face pentru un ambreiaj decuplat când fiecare arc dezvoltă forţa F’’a . Pentru a rezulta un ambreiaj care se manevrează fără dificultate se recomandă ca la decuplare creşterea forţei arcului să nu depăşească cu 1525% din valoarea ei iniţială. 66

F " a = (1.151, 25) F ' a

F "a =

Se, alege: 1 2F

Fr = n a ( F " a - F ' a )

' a  Fr

= 15(1, 2 - 1) F ' a = 0

F = c f Fa - Fr F = c f Fa - 0,2 Fa

Fa =

F 762 = = 1016[ daN ] c f - 0,2 0,95 - 0,2

F 'a =

Fa 1016 = = 67.73[daN ] na 15

F " a = 1, 2 F ' a = 81.28[ daN ] 2.5.Calculul efortului unitar τ pentru solicitarea la torsiune

d

8kF "a D d ta

=

unde D=diametrul mediu de înfăşurare al arcului; d= diametrul sârmei arcului; k=coeficient de corecţie al arcului;



=

-unde se notează cu c=D/d. Se recomandă : c=58. Se alege c=5. Pentru arcurile de ambreiaj τta=7000[daN/cm2] Coeficientul k se calculează cu relaţia:

8kF " a D d 3

4c - 1 0,615  4(c - 1) c 4  5 - 1 0,615 k=  = 1,3 4(5 - 1) 5 k=

Deci diametrul sârmei va fi: d=

8  1,3  81,28  10 2  5 = 4,38[mm]   7000

Se alege din STAS 893-89 sârmă trasă din oţel carbon de calitate având d=5[mm].

67

2.6.Determinarea numărului de spire Pentru determinarea numărului de spire ns se pleacă de la formula săgeţii:

8F ' a D 3 ns f = Gd 4

-unde f=săgeata arcului; G=modul de elasticitate transversal . G = 8  10 5 [daN / cm 2 ]

ns =

Gd 4 f 8F ' a D 3

D=c.d=5.5=25[mm] Se notează:

k1 =

Fa' f

-rigiditatea arcului

Gd 4 8 D 3 k1 Când ambreiajul este cuplat forţa dezvoltată de arc este F’a , deci vom avea: ns =

F 'a F'  f1' = a ' k1 f1 Când ambreiajul este decuplat forţa dezvoltată de arc este F”a ,deci avem: Fa" Fa" " k1 =  f = 1 k1 f 1" " Fa - F ' a f 1 = f 1" - f 1' = k1 k1 =

Fa" - F ' a k1deformării = arcului la decuplare se poate determina Săgeata suplimentară Δf corespunzătoare funcţie de jocul necesar între suprafeţele de frecare în poziţie decuplată. se determină cu Δff 1 1

1

relaţia:

f 1 = 2 n d  j d

-unde nd= nr. discurilor conduse; -jd= jocul dintre o pereche de suprafeţe de frecare pentru decuplarea completă a ambreiajului. Se recomandă pentru ambreiaje monodisc jd=0,50,7[mm].Se alege jd=0,7[mm]. Deci săgeata suplimentară Δf1 va fi: f1 = 2  0,7 = 1,4[mm]

68

k1 =

81.28 - 67.73 = 9.678[ daN / mm] 1.4

ns =

8  10 5  10 -2  5 4 = 4.13[ spire ] 8  253  9.678

Vom considera ns=5 spire. Deoarece spirele de la capetele arcului nu sunt active, numărul total de spire nt Se determină cu relaţia: nt = ns  2 = 5  2 = 7[ spire ]

2.7.Determinarea lungimii arcului în stare liberă L =L  f

o 1 1 Lungimea arcului în stare liberă se determină cu relaţia:

-unde Lo=lungimea arcului în stare liberă; L1= lungimea arcului în poziţia decuplată a ambreiajului. L1 = (n s  2)d  j s (n s  1)

-unde ns=nr. de spire active; js=distanţa minimă între spirele arcului în poziţia decuplată a ambreiajului. j s  0,1d = 0,1  5 = 0,5[ mm]

Se alege js=1[mm] L1 = (5  2)  5  1  (5  1) = 41[mm]

f1

8 Fa" D 3 n s = Deci lungimea arcului în stare liberă va fi: Gd 4 Lo = 41  10.16 = 51.16[ mm]

8  81 = 8  10

2.8.Determinarea coeficientului de siguranta al ambreiajului dupa uzarea garniturilor Dupa uzarea garniturilor de frecare forta cu care un arc de presiune actioneaza asupra discurilor ambreiajului devine Fa’’ . Datorita uzurii garniturilor, arcurile de presiune se destind, iar Fa’’