CATEDRA AUTOMATIZĂRI, AUTOMOBILE, MATERIAL RULANT ȘI DESIGN DE PRODUS [311443]

UNIVERSITATEA “AUREL VLAICU” [anonimizat], MATERIAL RULANT ȘI DESIGN DE PRODUS

SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIRE

PROIECT DE DIPLOMĂ

PROFESOR COORDONATOR STUDENT

Ș.L. DR. ING. SORIN-VLAD IGREȚ BOTA COSMIN LIVIU

2010

UNIVERSITATEA " AUREL VLAICU " DIN ARAD

Facultate de Inginerie Aprobat

Catedra AAMR+DP Șef catedră

Prof.univ.dr.ing. Ion Copaci

PLAN TEMATIC

pentru proiectul de diplomă

Numele și prenumele student: [anonimizat]

1.Tema proiectului: Pentru un autoturism cu caracteristicile principale:viteza maximă 195 km/h, capacitate de încărcare 5 locuri, accelerație în treapta I 2,5 m/s2 să se efectueze: [anonimizat], Desenul de execuție pentru arborele secundar al citiei de viteze și Itinerariul tehnologic de fabricare a arborelui secundar din cutia de viteze.

Termenul de predare a proiectului………..15.06.2010

Elementele inițiale pentru proiect: Autoturism având: viteza maximă de 195 km/h, 5 locuri și accelerația maximă în prima treaptă: 2,5 m/s2

4. Conținutul notei explicative de calcul (enumerarea problemelor care vor fi rezolvate): Studiul dinamic; Calculul și construcția punții motoare; Desenul de execuție pentru arborele secundar al citiei de viteze; Itinerariul tehnologic de fabricare a arborelui secundar din cutia de viteze.

5. Enumerarea materialului grafic (cu specificarea precisă a desenelor obligatorii): Desen de execuție pentru arborele secundar din cutia de viteze.

6.Consultații pentru proiect (cu indicarea părților de proiect pentru care se solicită consultarea): Catedra AAMR+DP

7. Data eliberării temei: 01.10.2009

Tema a [anonimizat], …………………..

STUDENT: [anonimizat] 5

A1 Studiul soluțiilor similare și a tendințelor de dezvoltare 5

1.1 Soluții similare 5

1.1.1 Parametrii constructivi 5

1.1.2 Performanțele autovehiculelor 16

1.2 Tendințe de dezvoltare 16

A2 Alegerea parametrilor principali ai automobilului 19

2.1 Soluția de organizare generală și amenajare interioară 19

2.1.1 Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune 19

2.1.2 Dimensiunile principale 20

2.1.3 Amenajarea interioară 22

2.2 Masa autoturismului 23

2.3 Alegerea pneurilor 25

A3 Definirea condițiilor de autopropulsare 28

3.1 Rezistențele la înaintarea automobilului 28

3.1.1.Rezistența la rulare 28

3.1.2. Rezistența aerului 30

3.1.3 Rezistența la urcarea pantei 31

3.1.4 Rezistența la demarare 31

3.2 Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului 32

3.2.1 Cazul general 32

3.2.2 Forme particulare 33

A4 Calculul de tracțiune 34

4.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei 34

4.2 Determinarea analitică a caracteristicii exterioare 35

4.2.1 Alegerea tipului motorului 36

4.2.2 Determinarea analitică a caracteristicii exterioare 37

4.3 Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei 42

4.3.1 Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere 43

4.3.2 Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale io

4.3.3 Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze 44

4.3.4 Determinarea numărului de trepte și calculul rapoartelor de transmitere din cutia de viteze 45

4.3.5 Determinarea raportului de transmitere necesar realizării performanțelor de viteză în zona de turație a motorului caracterizată de funcționarea economică 46

A5 Performanțele automobilului 47

5.1 Performanțele dinamice de trecere 47

5.1.1 Bilanțul de tracțiune și caracteristica de tracțiune 47

5.1.2 Bilanțul de putere și caracteristica de putere 50

5.1.3 Factorul dinamic și caracteristica dinamică 51

5.2 Performanțele de demaraj 54

5.2.1 Accelerația automobilului și caracteristica accelerațiilor 55

5.2.2 Caracteristicile de demarare 55

5.3 Performanțele de frânare 59

5.3.1 Capacitatea de decelerare a automobilului 60

5.4 Performanțele consumului de combustibil 61

A6 CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA PUNȚII MOTOARE 63

6.1 Generalități 63

6.2 Transmisia principală 64

6.2.1. Organizarea cinematică a transmisiei principale 64

6.2.2.Forțele din angrenaje 76

6.2.3.Calculul la solicitarea de oboseală la încovoiere 81

A STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI

A1 STUDIUL SOLUȚIILOR SIMILARE ȘI A TENDINȚELOR DE DEZVOLTARE

Soluții similare

Studiul soluțiilor similare permite alegerea unor elemente inițiale pentru autovehiculul proiectat: organizarea generală, dimensiuni, greutate proprie, etc.

Autoturismul din tema de proiect face parte din clasa autoturismelor mijlocii care utilizează motoare cu puterea maximă cuprinsă între 100…120 C.P., amplasate în partea din față a autovehiculului și în general dispuse transversal.

Sunt autovehicule moderne cu 5 locuri, care prin soluțiile constructive adoptate și dotările moderne, asigură un confort deosebit pasagerilor și măsuri sporite de securitate. De asemenea, prin folosirea sistemelor electronice de control și comandă, majoritatea asigură un consum redus de combustibil și reducerea drastică a emanațiilor poluante.

Performanțele lor, designul modern și finisarea interioară și exterioară desăvârșite fac ca aceste autoturisme să aibă o largă piață de desfacere, existând din acest punct de vedere o concurență acerbă între firmele producătoare.

În tabelele 1.1 și 1.2 sunt prezentate elementele unor autoturisme similare cu cele ale autoturismului ales pentru a fi bază pentru similatitățile urmatoare si anume Renault Megane 3: parametrii constructivi, parametrii energetici și de adaptare și performanțele dinamice [10].

1.1.1 Parametrii constructivi

Din analiza soluțiilor similare, se observă că majoritatea sunt de tip berlină, cu 5 uși (laterale + spate), având grupul motopropulsor dispus transversal în față unde se află și puntea motoare.

Transmisiile utilizate sunt de tip mecanic, deoarece are dimensiuni și mase reduse, costuri mici de fabricație și utilizare, randamente ridicate în funcționare și lucrări de mentenață relativ simple.

Cutiile de viteze utilizate sunt mecanice cu 5+1 trepte.

Suspensia pe puntea față este cu braț transversal, cu arcuri elicoidale și bare stabilizatoare . La puntea spate se utilizează punte, braț longitudinal, sau punte rigidă cu braț transversal combinată cu arcuri elicoidale și bare stabilizatoare (la majoritatea) sau bare de torsiune.

Sistemul de frânare este cu discuri ventilate la roțile față, discuri ventilate sau neventilate la roțile spate sau, în cazul Ford Fiesta, cu tamburi la roțile spate.

Din punct de vedere dimensional, sunt autoturisme de dimensiuni medii, având lungimea cuprinsă între 3838…4515 mm, lățimea 1682…1784 mm, înălțimea 1411…1637 mm și ampatamentul 2468…2625 mm.* (Tabelul 1.1 și figurile 1.1…1.5)

* S-au eliminat valorile extreme

Fig. 1.2 Lungimea autoturismelor [mm]

Fig. 1.3 Lățimea autoturismelor

[mm]

Fig. 1.4 Înălțimea autoturismelor

[mm]

Chevrolet Cruze 1.8 DOHC,16V

Citroen C5 2.0i 16V H3+ 143 CP

Fiat Bravo 1.4 T-Jet 16V 120CP

Ford Focus Sedan 1.6 Duratec Ti-VCT

Hyunadi i30 1.6 DOHC

Renault Megane 3 1.6 16V 110CP

Mazda 6 Sedan 1.8i

Opel Astra 1.6 16V 100CP

Honda Civic 5D 1.8 SOHC I-VTEC 140 CP

Nissan Note 1.6 16V 110CP

Peugeot 407 1.6 HDI 110CP

Seat Leon 1.4 TFSI 125CP

Skoda Octavia 1.6 MPI 102CP

Toyota Avensis 1.6L Valvematic 132CP

Performanțele autovehiculelor

Autoturismele studiate sunt autoturisme performante, care dezvoltă viteze maxime apropiate de cea a autoturismului din tema de proiect: 188…208 km/h, cu o bună capacitate de demarare (accelerare 0…100 km/h în 9,5…12,1 s) în condițiile unui consum mediu de carburant de 4,5…7,2 l/100km.

Performanțele autovehiculelor studiate sunt evidențiate și prin parametrii specifici: raportul dintre puterea maximă și masa automobilului; raportul dintre consumul mediu de combustibil și puterea maximă a motorului; raportul dintre viteza maximă și masa automobilului; raportul dintre consumul mediu de combustibil și masa automobilului; raportul dintre consumul mediu de combustibil și masa automobilului; raportul dintre viteza maximă și puterea maximă a motorului – ale căror valori sunt prezentate în tabelul 1.3 și în graficele din figurile 1.6…1.10.

1.2 Tendințe de dezvoltare

La proiectarea autoturismelor moderne, se urmărește îmbunătățirea performanțelor de dinamicitate sau frânare, de economicitate, de stabilitate, confort și securitate.

O atenție deosebită se acordă sporirii siguranței autovehiculelor și pasagerilor pe timpul circulației. În acest scop se utilizează airbag pentru persoanele din față și centuri de siguranță sau airbag lateral (figura 1.11). De asemenea, se utilizează sisteme de frânare cu dublu circuit și sisteme de frânare cu control electronic ABS (Anty Bloking Sistem).

Fig. 1.11 Amplasarea airbag-urilor la un autoturism modern

Pentru obținerea unor viteze mari, folosind motoare de putere relativ mică, se urmărește reducerea masei autoturismelor prin utilizarea maselor plastice, a materialelor ceramice și a caroseriilor din aliaj de aluminiu (figura 1.12).

Fig. 1.12 Caroserie Mosler 900S din fibră de carbon și aluminiu

Pentru îmbunătățirea performanțelor dinamice, pe lângă reducerea masei autoturismelor se urmărește obținerea unor coeficienți aerodinamici tot mai coborâți.

Scăderea consumului de combustibil se realizează în principal prin gestionarea electronică a consumului de combustibil în diferite regimuri de funcționare.

Tot pentru sporirea siguranței în circulație se utilizează radare anticoliziune și pneuri fără aer în interior (Denevo-Dunlop) sau pneuri fără cameră de aer cu soluție poligel (Puncture Guard) care asigură autovulcanizarea pneurilor în caz de înțepare.

Fig. 1.13 Sistemul BLIS Volvo

Pentru ușurința conducerii se utilzează tablouri de bord ușor vizibile, iar la unele tipuri, sisteme cu afișarea datelor pe parbriz și transmisii automate cu comandă electronică.

O mare diversitate au cunoscut și centurile de siguranță, care au devenit obligatorii pentru toți pasagerii. S-au creat centuri de siguranță și scaune speciale pentru nou-născuți, pentru copii de vârstă mică, pentru femei gravide, etc.

În concluzie, tendințele de dezvoltare în industria de automobile constau în realizarea unor autoturisme cât mai economice, cu un coeficient aerodinamic coborât, securitate ridicată a pasagerilor precum și echiparea autoturismelor cu diferite accesorii astfel încât pilotajul să se facă în condiții cât mai confortabile.

A2 ALEGEREA PARAMETRILOR PRINCIPALI AI AUTOMOBILULUI

2.1 Soluția de organizare generală și amenajare interioară

2.1.1 Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune

La ora actuală, raportat la modul de dispunere al motorului pe cadru și la poziția punții motoare, se utilizează trei variante constructive:

soluția “clasică”, cu motorul dispus în față și cu puntea motoare în spate;

soluția “totul în față”, cu motorul și puntea motoare în partea din față a autoturismului;

soluția “totul în spate”, cu motorul și puntea motoare în partea din spate a autoturismului;

În urma analizării avantajelor și dezavantajelor fiecăreia dintre aceste variante și luând în considerare cerințele impuse autoturismului din tema de proiect, am optat pentru soluția “totul în față” (figura 2.1) datorită avantajelor pe care aceasta le prezintă:

permite cea mai bună utilizare a caroseriei;

permite coborârea caroseriei, ceea ce conduce la coborârea centrului de greutate, asigurându-se o stabilitate mai mare în viraj,

legăturile între organele de comandă și grupul motor-transmisie sunt simple și scurte;

permite realizarea unui portbagaj spațios;

rezervorul de combustibil fiind montat în spate, se reduce pericolul de incendiu;

radiatorul este amplasat în zona de presiune dinamică maximă, asigurând un transfer de căldură eficient;

oferă o foarte bună manevrabilitate și stabilitate pe traiectorie, datorită comportamentului subvibrator care este autostabilzant pe traiectoria rectilinie.

După alegerea soluției de organizare generală, am trecut la alegerea variantei de amplasare a motorului. În cazul soluției “totul în față” se utilizează următoarele poziții:

cu motorul așezat longitudinal în spatele roților din față;

cu motorul așezat longitudinal înaintea roților din față;

cu motorul așezat longitudinal între roți;

cu motorul așezat transversal.

Analizând avantajele și dezavantajele fiecărei variante, am optat pentru dispunerea grupului motopropulsor transversal deoarece soluția asigură un raport optim între cerințele: confort, economicitate, preț de cost, întreținere, etc.

În plus soluția prezintă următoarele avantaje:

reduce dimensiunile compartimentului motor, ceea ce favorizează organizarea optimă a habitaclului și mărirea compartimentului bagajelor;

posibilitatea reducerii consolei față și sporirea capacității de virare a automobilului;

îmbunătățește aerodinamica automobilului;

permite utilizarea unei transmisii principale cu angrenaj cilindric.

Fig. 2.1 Soluția de organizare generală [5]

Soluția adoptată coincide cu soluția utilizată de majoritatea constructorilor de automobile pentru autoturismele din clasa respectivă.

Pentru elementele transmisiei am optat astfel:

ambreiaj mecanic cu discuri, deoarece are construcție simplă, greutate redusă și un moment de inerție a părții conduse mic;

cutie de viteze directă manuală cu cinci trepte pentru mersul înainte și o treaptă pentru mersul înapoi, la care modificarea raportului de transmitere se face prin intermediul unor angrenaje de roți dințate;

punte motoare articulată cu suspensie independentă pentru fiecare roată.

2.1.2 Dimensiunile principale

Dimensiunile de gabarit au fost alese comparativ cu cele ale autoturismelor similare studiate și sunt cele prezentate în figura 2.2 și în tabelul 2.1, iar organizarea postului de conducere este prezentată în figura 2.3.

Tab. 2.1

Principalele dimensiuni constructive ale automobilului

Am optat pentru o soluție tip cupeu, cu două uși, pentru a asigura o formă aerodinamică cât mai bună, în condițiile utilizării cu maximum de eficiență a spațiului interior. Scaunele sunt dispuse pe două rânduri (2+3) și au prevăzute centuri de siguranță pentru toți pasagerii. Scaunele din față au posibilitatea reglării spațiale.

Fig. 2.2 Dimensiunile de gabarit

2.1.3 Amenajarea interioară

Dimensiunile principale ale postului de conducere și distanțele de amplasare a organelor de comandă au fost alese în conformitate cu prevederile STAS 6689/1-81 și STAS 12613-88 (figura 2.3 și tabelul 2.2).

Fig. 2.3 Dimensiunile postului de conducere [8]

Tab. 2.2

Valorile dimensiunilor postului de conducere

Amenajarea interioară și dimensiunile interioare le-am adoptat în conformitate cu prevederile STAS 6926/4-1995.

2.2 Masa autoturismului

Masa autovehiculului ma face parte din parametrii generali ai acestuia și reprezintă suma dintre masa utilă mu și masa proprie a autovehiculului mo.

Masa utilă mu este o caracteristică esențială a autovehiculului, care condiționează posibilitatea de realizare a acestuia. Ea se determină în funcție de capacitatea de încărcare și de normele STAS cu relația [8]:

mu = (68 + 7)*N + mbs [kg] (2.1)

relație în care:

N reprezintă numărul de locuri din autoturism;

mbs reprezintă masa bagajului suplimentar. mbs = 50…200 Kg

mu = (75 * 5 + 100) = 475 kg

Înmulțind cu valoarea accelerației gravitaționale g = 9,81 m/s2, obținem:

Gu = 9,81* 475 = 4659,75 N

Se adoptă valoarea de 4660 N.

Masa proprie mo este o mărime ce caracterizează construcția autovehiculului și este determinată de masele tuturor sistemelor și subansamblelor componente când autovehiculul se află în stare de utilizare. Valoare pentru această caracteristică am adoptat-o comparativ cu soluțiile similare (tabelul 2.3). Masa proprie fiind mo = 1215,3 Kg, am adoptat valoarea de 1275 Kg. În aceste condiții greutatea proprie a autoturismului Go va fi:

Go = 9,81*1215 = 11919 N

Adoptăm valoarea Go = 11920 N. Rezultă o greutate totală:

Ga = Gu + Go = 4660 + 11920 = 16580 N

Optez pentru valoarea Ga = 16600 N

Repartiția maselor pe punți se calculează cu relația (figura 2.4) [8]:

m1 = (b/A)*mo (2.2)

respectiv:

m1 = (a/A)*mo (2.3)

Adoptând pentru raportul a/A valoarea 0,48 [8], rezultă că raportul b/A va fi de 0,51. În aceste condiții, repartiția maselor pe punți va fi următoarea (valori rotunjite):

m1 = 864 Kg respectiv m2 = 796 Kg

În ceea ce privește înălțimea centrului de greutate hg, pentru raportul hg/A am adoptat valoarea 0,2 din literatura de specialitate [8], rezultând pentru hg valoarea:

hg = 528 mm

Fig. 2.4 Poziționarea centrului de greutate

Pentru calculul încărcării pneurilor, se utilizează relațiile [8]:

mp1 = m1/2

respectiv (2.4)

mp2 = m2/2

Ținând seama de valorile stabilite anterior, obținem:

mp1 = 432 Kg respectiv mp2 = 398 Kg

Tab. 2.3

Greutatea autoturismului proiectat

2.3 Alegerea pneurilor

Roata reprezintă elementul de legătură dintre vehicul și drum. Roata de automobil se compune dintr-o parte rigidă (roata propriu-zisă – figura 2.5) și o parte elastică (pneul).

Părțile componente ale roții propriu-zise sunt: janta, butucul, elementele de legătură și capacul de roată.

Legătura dintre butuc și jantă se realizează, de regulă, prin intermediul unui disc. La unele automobile se utilizează roți cu spițe.

Pneurile reduc și amortizează șocurile produse în timpul deplasării autovehiculului și asigură contactul cu calea de rulare.

Alegerea pneurilor se face după STAS, în funcție de încărcarea maximă pe pneu.

Fig. 2.5 Construcția roții cu disc

1-janta; 2-disc; 3-suruburi, 4-butuc; 5-arc lamelar; 6-capac

Pornind de la sarcinile de încărcare și viteza de rulare, se poate alege tipul anvelopelor necesare folosind STAS 9090-71.

Astfel pentru sarcina pe anvelopă calculată de 431 daN și o presiune de 2,5 daN/cm2, se aleg anvelope 195/65R15U.

Simbolul anvelopei 195/65R15U (conform STAS 626-64) reprezintă modul de identificare a anvelopei și se compune din cifre și litere astfel (figura 2.6).

Fig. 2.6 Simbolul anvelopei

Anvelopa 195/65R15U are următoarele dimensiuni (figura 2.7 [8] :

Fig. 2.7 Dimensiunile pneului

înălțimea profilului anvelopei H se determină cu relația:

H = 65* B/100

H = 65* 195/100 = 126 mm

diametru exterior al anvelopei:

D = d + 2* H (2.5)

unde d este diametrul interior al anvelopei (diametrul exterior al jantei):

d = 15* 25,4 = 381 mm

Rezultă:

D = 381 + 2* 126 = 633 mm

Ținând seama că la contactul cu calea de rulare diametrul roții se modifică, vom avea un diametru dinamic Ddinamic = 610 mm.

Raza nominală a roții va fi D/2 r0 = 316,5 mm

Raza de rulare a roții, rr se determină cu relația:

rr = ra (2.6)

Ținând seama că este coeficientul de deformare a pneului cu valori cuprinse între 0,93…0,935 (am optat pentru = 0,93), obținem:

rr = 0,93* 316,5 = 294 mm.

Desfășurata roții va fi Sr = Ddinamic * π = 610 * π = 1916 mm = 1,9 m.

A3 DEFINIREA CONDIȚIILOR DE AUTOPROPULSARE

3.1 Rezistențele la înaintarea automobilului

Mișcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcția și sensul forțelor active și a forțelor de rezistență care acționează asupra acestuia. Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculul de tracțiune, împreună cu care condiționează performanțele autovehiculului.

În procesul autopropulsării autovehiculului, asupra acestuia acționează, după direcția vitezei de deplasare, două tipuri de forțe (figura 3.1):

forțe active – care au același sens cu viteza de deplasare;

forțe de rezistență – care sunt de sens opus semnului vitezei de deplasare

Autopropulsarea autovehiculului se datorează energiei mecanice primite de roțile motoare de la motorul autovehiculului și este posibilă când această energie este în concordanță cu necesarul de momente și puteri pentru învingerea rezistențelor la înaintare. De aici rezultă ca deosebit de importantă în definirea condițiilor de autopropulsare cunoașterea, pentru fiecare din rezistențele la înaintare, a cauzelor fizice care le generează, a principalelor mărimi și factori de influență și a posibilităților de evaluare analitică.

Fig. 3.1 Rezistențele la înaintarea automobilului [5]

3.1.1.Rezistența la rulare

Rezistența la rulare (Rr) este o forță cu acțiune permanentă la rularea roților pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului. Cauzele fizice ale acestei rezistențe la înaintare sunt (figura 3.2):

-deformarea pneului prin efectul de hysterezis;

-frecările superficiale dintre pneu și cale;

-deformarea căii;

-microneregularitățile căii;

-efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis pe banda de rulare.

Fig. 3.2 Acțiunea momentului de rezistență la rulare

asupra unei roți motrice

Dependența rezistenței la rulare de un număr mare de factori, cu acțiuni ce nu pot fi totdeauna separate, sporește dificultatea determinării analitice a rezistenței la rulare. De aceea va fi luat în considerare coeficientul rezistenței la rulare (f), care reprezintă o forța specifică la rulare definită prin relația:

f = Rr/Ga.cos 3.1

unde Ga. cos este componenta normală pe cale a greutății automobilului.

Pentru coeficientul rezistenței la rulare se recomandă valori medii, obținute experimental. În funcție de tipul, caracteristicile și destinația automobilului se va adopta o valoare din domeniul: f = 0,015…0,1 [8]. Se adoptă f = 0,015.

Pentru calculul rezistenței la rulare se utilizează relația:

Rr = f * Ga * cos0,015*11920 *cos 15o = 172,70 N (3.2)

Unde este unghiul maxim de înclinare a pantei pe care se poate deplasa automobilul ( = 15o).

3.1.2. Rezistența aerului

Această rezistență la înaintarea automobilului reprezintă interacțiunea după direcția deplasării dintre aerul în stare de repaus și automobilul aflat în mișcare de translație. Ea este o forță cu acțiune permanentă de sens opus sensului de deplasare al automobilului. Cauzele fizice ale rezistenței aerului sunt:

-repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a automobilului;

-frecarea dintre aer și suprafețele pe lângă care are loc curgerea acestuia;

-energia consumată pentru turbionarea aerului;

-rezistența curenților exteriori folosiți pentru răcirea diferitelor organe și pentru ventilarea caroseriei.

Stabilirea parametrilor din relațiile analitice de calcul a rezistenței aerului se face pe baza principiilor generale ale mecanicii fluidelor, prin lucrări de aerodinamică.

Pentru calculul rezistenței aerului se recomandă utilizarea relației [8]:

Ra = 1/2 * * Cx * A * v2 (3.3)

unde:

reprezintă densitatea aerului; pentru condițiile atmosferice standard (p = 101,33 Pa și T = 288oK), ea are valoarea: = 1,225 kg/m3

Cx este coeficientul de rezistență al aerului; se adoptă Cx = 0,3 [8].

A este aria secțiunii transversale maxima a autoturismului. Ea se determină cu destulă precizie cu elementele din vederea frontală a autoturismului (figura 3.3):

A = l.H = 1,471*1,808-0,3 = 2,35 m2 (3.4)

v este viteza de deplasare maximă a autoturismului. Prin tema de proiectare s-a impus vmax = 195 km/h, deci v = 54 m/s

Deci valoarea rezistenței aerului va fi:

Ra = 0,5. 1,225. 0,3. 2,35. 542 = 1259,1 N

Fig. 3.3 Schemă pentru determinarea secțiunii transversale

3.1.3 Rezistența la urcarea pantei

La deplasarea automobilului pe căi cu înclinare longitudinală , greutatea dă o componentă numită rezistența la pantă (Rp), orientată după direcția deplasării, definită de relația:

Rp = Ga . sin (3.5)

Aceasta este o forță de rezistență la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare) și o forță activă (ce amplifică accelerația de deplasare) la coborârea rampelor.

Pentru unghiul maxim al pantei, în cazul autoturismelor, se recomandă = 14…19o. Se adoptă = 15o

Relația (3.4) va deveni:

Rp= 11920* sin 15o = 3085,12 N

3.1.4 Rezistența la demarare

Rezistența la demarare este o forță de rezistență ce apare în perioadele de variație ale vitezei automobilului, fiind egală cu suma dintre forța rezistentă datorată inerției masei totale a automobilului aflat în mișcare accelerată de translație și forța de rezistență produsă de inerția pieselor aflate în mișcare de rotație. Expresia rezistenței la demarare este:

Rd = Rdt + Rdr = ma . dv/dt + mred . dv/dt (3.6)

unde:

ma – masa totală a automobilului;

mred – masa redusă a pieselor în mișcare de rotație;

dv/dt – accelerația centrului de masă.

Ținând cont de coeficientul maselor aflate în mișcare de rotație (), rezistența la demarare devine:

Rd = . Ga/g . dv/dt (3.7)

Având în vedere că la deplasarea autoturismului în treapta întâi coeficientul maselor în mișcare de rotație are valori cuprinse în intervalul = 1,8…2,7, se adoptă = 2,2 de asemenea, accelerația în prima treaptă a cutiei de viteze este (dv/dt)I = 2,5 m/s2 (dată prin tema de proiect).

Rezultă:

Rd = 2,2* 2,5* 11920/9,81 = 6682,97 N (3.8)

3.2 Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului

3.2.1 Cazul general

Pentru stabilirea ecuației generale a mișcării, se consideră automobilul în mișcare rectilinie pe o cale cu înclinare longitudinală , în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă (demaraj), luând în considerare acțiunea simultană a forțelor de rezistență și a forței motoare (de propulsie) din echilibrul dinamic după direcția mișcării. Se va obține ecuația diferențială de ordinul I dată de relația:

dv/dt = ma. (FR – Ga . – 1/2. . Cx. A. v2) (3.9)

Numită ecuația generală a mișcării rectilinii a automobilului.

Forța la roată necesară pentru autopropulsarea automobilului este dată de relația:

Fr = Rr + Ra + Rp + Rd

unde Fr = forța la roată

Fr = 172,7 + 1259,1 + 3085,12 + 6682,97 = 11199,89 N

3.2.2 Forme particulare

Funcție de condițiile de exploatare, autopropulsarea automobilului se definește în ecuația de mișcare prin mai multe forma particulare. și anume:

deplasarea cu viteză maximă

Din condițiile realizării vitezei maxime pe o cale orizontală în stare bună, se obține relația:

FRvmax = Ga*f + ½*Cx *A*v2 = 11920*0,015+1259,1=1437,9 N (3.11)

b) deplasarea pe calea cu înclinarea longitudinală maximă sau pe calea cu rezistența specifică maximă

Corespunzător condițiilor formulate, coeficientul rezistenței specifice a căii, capătă forma = max, dată de relația:

max = f * cosmax + sinmax = 0,015* cos 15o + sin 15o (3.12)

max = 0,27

unde înclinarea maximă a pantei este max = 15o. Se va obține:

FRmax = Ga* max + ½* Cx* A*(vImin)2 (3.13)

Deoarece viteza de deplasare în acest regim este minimă, se obișnuiește neglijarea rezistenței aerului, astfel încât relația capătă forma:

FRmax = Ga* max = 11920* 0,27 = 3218,4 N. (3.14)

A4 CALCULUL DE TRACȚIUNE

Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei, astfel încât automobilul ce trebuie proiectat să fie capabil să realizeze performanțele prescrise prin tema de proiectare sau să realizeze performanțe asemănătoare cu cele ale modelelor similare existente pe plan mondial.

Calculul de tracțiune se mai poate utiliza pentru a verifica dacă parametrii motorului și transmisiei sunt compatibili cu parametrii indicați de către firma constructoare pentru un automobil existent.

4.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei

Pentru propulsarea automobilului trebuie ca puterea dezvoltată de motor să fie transmisă la roțile motoare ale acestuia. Transmiterea mișcării se face prin intermediul organelor transmisiei, care consumă o parte din puterea motorului pentru învingerea rezistențelor de frecare ce apar în aceste organe. Pierderile de putere în transmisie sunt definite cantitativ prin randamentul transmisiei t , prin relația:

t = PR/Pe = (Pe – Ptr)/Pe = 1 – Ptr/Pe (4.1)

relație în care:

PR reprezintă puterea la roată;

Pe reprezintă puterea efectivă a motorului;

Ptr reprezintă puterea pierdută în transmisie.

Pierderile totale în transmisie reprezintă suma pierderilor parțiale în fiecare organ component al transmisiei, randamentul total fiind dat de relația:

t = CV* o (4.2)

unde:

CV reprezintă randamentul cutiei de viteze; CV = 0,98;

o reprezintă randamentul transmisiei principale; o= 0,95;

Înlocuind în relația (4.2), obținem:

t = 0,98* 0,95 = 0,931

4.2 Determinarea analitică a caracteristicii exterioare

Puterea maximă Pvmax a motorului se determină din condiția impusă prin tema de proiectare de realizare a vitezei maxime:

Pvmax = FRmax* vmax/t (4.3)

Înlocuind, obținem:

Pvmax = 1437* 54/ 0,931 = 83340 W = 83,34 KW = 113 CP

Coeficientul de elasticitate al motorului Ce se calculează cu relația:

Ce = nM/nP (4.4)

Pentru turațiile corespunzătoare momentului maxim, respectiv puterii maxime se adoptă valori după motorul de Renault Megane 3 astfel: nM = 4250 rot/min; nP = 6000 rot/min.

Corespunzător acestor valori se calculează valoarea momentului maxim cu relația:

nmax = nP* 1,1 = 6000. 1,1 = 6600 rot/min (4.5)

În aceste condiții:

Ce = 4250/6000 = 0,70

Coeficientul de adaptabilitate al motorului Ca se calculează cu relația:

Ca = (3 – Ce)/2 (4.6)

adică:

Ca = 2,3/2 = 1,15

Coeficienții polinomiali și se calculează și se prezintă în tabelul 4.1 pentru a putea fi utilizate la calculele ulterioare.

*Ce) /2(1 – Ce); Ce /2(1 – Ce); 1 /2(1 – Ce)

*Ce) /2(1 – Ce)=0,5

Ce /2(1 – Ce)=2

1 /2(1 – Ce)=-1,5

Tab 4.1

Valorile coeficienților caracteristici ai motorului

Punând condiția ca puterea la viteza maximă Pemax să corespundă punctului de turație maximă, se obține valoarea acesteia folosind relația:

Pemax = Pvmax/ [nmax/nP) + (nmax/nP)2 + (nmax/nP)3] (4.7)

Prin înlocuire se obține:

Pemax = 83,34/(0,5* 1,1 + 2* 1,21 – 1,5* 1,33)=85,04 KW=115 CP

4.2.1 Alegerea tipului motorului

Calitățile dinamice și de tracțiune ale autovehiculului sunt determinate în primul rând de motorul utilizat, ai cărui parametri principali sunt: puterea maximă, momentul maxim, consumul de combustibil minim și turațiile lor corespunzătoare. În condiții egale de funcționare, calitățile dinamice și de tracțiune ale autovehiculului sunt cu atât mai bune, cu cât se mărește momentul motorului odată cu micșorarea vitezei autovehiculului.

Pentru autopropulsarea automobilelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație, care pot fi cu aprindere prin scânteie (m.a.s.), sau cu aprindere prin compresie (m.a.c.).

Parametrii de funcționare ai motorului cu ardere internă cu piston, sunt exprimați cu ajutorul caracteristicii exterioare. Aceasta reprezintă funcția de dependență a momentului dezoltat de motor față de viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit, la admisie totală, reglajele motorului și temperatura de funcționare fiind cele optime.

În scopul obținerii performanțelor specificate în tema de proiect, am optat pentru un motor cu aprindere prin scânteie, cu 4 cilindri în linie, având parametrii principali aleși prin analogie cu soluțiile existente, sau calculați cu relațiile din prezentul capitol:

Puterea se calculează cu relația:

P = Pmax[. (n/np) + . (n/np)2 + . (n/np)3 ] (4.8)

unde șisunt cei din tabelul 4.1.

M = P/ (4.9)

De asemenea, pentru efectuarea calculelor, se stabilesc turațiile corespunzătoare parametrilor principali ai motorului (tabelul 4.2).

Tab. 4.2

Valorile turațiilor semnificative ale motorului [rot/min]

4.2.2 Determinarea analitică a caracteristicii exterioare

Stabilirea celorlalte date necesare:

a) Alezajul D și cursa S se aleg comparativ cu datele din tabelul 1.2. Am adoptat valorile:

D = 79,5 mm; S = 80,5 mm.

b) Lungimea bielei și unele cote ale pistonului (figura 4.1) se stabilesc din condiția ca atunci când pistonul se găsește la punctul mort inferior, acesta să nu fie lovit de contragreutatea arborelui cotit.

Fig. 4.1 Stabilirea lungimii bielei

În aceste condiții, lungimea bielei se calculează cu relația:

lb = S + 0,5* dfm + Hbo + 1 [mm] (4.10)

relație în care:

dfm este diametrul fusului maneton, care se calculează cu relația:

dfm = 0,61*D (4.11)

adică:

dfm = 0,61*79,5 = 47,7 mm

Se adoptă valoarea de 48 mm.

Hbo reprezintă înălțimea de dispunere a bolțului.

Hbo = Hp – Hc (4.12)

unde:

Hp este înălțimea pistonului:

Hp = 1,1*D = 1,1*79,5 = 87,4 mm;

Hc este înălțimea de compresie:

Hc = 0,48* Hp = 0,48*87,4 = 41,9 mm.

Înlocuind, obținem:

Hbo = 87,4 – 41,9 = 45,5 mm,

resectiv:

lb = 80,5 + 0,5* 47,7+ 45,5 + 1 = 150,8 mm

Se adoptă valoarea de 136 mm.

Cu elementele din tabelele 4.2 și 4.3 se poate trasa caracteristica exterioară a motorului.

Tab. 4.3

Alte date ale motorului

În baza acestor date, folosind un program specializat [6], am obținut valorile pentru Pe, M și ce, din tabelul 4.4 cu ajutorul cărora am trasat caracteristica externă a motorului și caracteristica de consum (diagramele din figurile 4.2 și 4.3).

Tab. 4.4

Datele pentru trasarea caracteristicii exterioare

Alezajul D = 79,5 mm

Cursa pistonului S = 80,5 mm

Lungimea bielei lb = 151,0 mm

Raportul de comprimare = 10,5

Turația de moment maxim nM = 4250 rot/min

Turația de putere maximă nP = 6000 rot/min

Pentru calculul Ce se va utiliza relația: Ce = Cep

Unde: Cep = (280 – 350) g/kw*h. Aleg Cep = 300g/kw*h

Fig. 4.2 Caracteristica exterioară

Fig. 4.3 Caracteristica de consum

4.3 Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Rezistențele la înaintare sunt foarte diferite, ele depinzând de o mulțime de factori. Acești factori duc la modificarea rezistențelor la înaintare într-o plajă foarte largă de valori, rezistențe care trebuie învinse de forța de tracțiune dezvoltată la roțile motoare ale automobilului. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici, transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp. Delimitarea câmpului de caracteristici are loc în următoarele condiții:

motorul să echilibreze prin condițiile proprii întreaga gamă de rezistențe. Acest lucru este posibil atunci când puterea este constantă:

FR. v = PRmax = ct [kW] (4.13)

unde: FR – forța la roată;

v – viteza de deplasare;

PRmax – puterea maximă la roată.

viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:

vmax = PRmax/FRv max [m/s] (4.14)

unde: FRv max – forța la roată necesară deplasării cu viteză maximă de performanță;

când v rezultă din relația (4.14) o forță la roată infinită. Astfel la viteze mici, limita este dată de aderența roților cu calea:

FRmax FR Gad [N] (4.15)

Cu cele trei limite, câmpul de ofertă are forma din figura (4.4)

Fig. 4.4 Câmpul de oferte

4.3.1 Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere

Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere, obținut când este cuplată prima treaptă de viteză în cutia de viteze, se iau în considerație ca performanțe dinamice independente sau simultane: panta maximă sau rezistența specifică a căii și accelerația maximă la pornirea de pe loc.

Performanțele date prin forțele la roată necesare pot fi formulate ca valori maxime când forțele la roată oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul funcționează la turația momentului maxim iar transmisia este cuplată la cel mai mare raport de transmitere. În cazul automobilelor cu o singură punte motoare:

itmax = icv1*i0 (4.17)

relație în care:

icv1 –raportul de transmitere al schimbătorului de viteze în treapta I;

i0 –raportul de transmitere al transmisiei principală.

Raportul total de transmitere din condiția de autopropulsare se determină cu relația:

itmax = FRmax.* rd/ (Mmax*t) (4.18)

Din condiția ca forța la roată necesară să nu depășească valoarea aderenței, se obține:

itmax * Gad* rd/ (Mmax*t) (4.19)

Ga reprezintă greutatea aderentă și pentru automobilele cu puntea motoare față are valoarea:

Gad = m1*Ga* b/ A (4.20)

cu m1 – coeficient de încărcare dinamică pentru puntea din față la limita de aderență, și se calculează cu relațiile:

m1 = cos (1 + hg*A) (4.21)

unde : maxR = f* cos RmaxsinRmax.

Rezultă:

itmax = 16600* 0,294/ (151* 0,931) = 15,66

4.3.2 Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale io

Prin raport de transmitere al transmisiei principale io se înțelege raportul de demultiplicare a turației ce se obține în afara cutiei de viteze și cutiei de distribuție.

Raportul de demultiplicare io se realizează în puntea motoare, prin angrenajul conic și eventual prin celelalte angrenaje de reducere a turației cu funcționare permanentă montate pe punte.

Mărimea raportului de transmitere al transmisie principale se determină din condiția realizării vitezei maxime vmax de deplasare al automobilului, pe drum orizontal, cutia de viteze având cupată treapta de priză directă. Astfel motorul funcționează la turația maximă nmax, cărei îi corespunde viteza unghiulară max, iar raportul de transmitere al transmisiei principale se determină cu relația:

i0 = nv max* rr/30* vmax (4.22)

unde: rr – raza de rulare [m]

vmax- viteza maximă a automobilului [m/s]

i0 = 5700* 0,294/30* 54 = 4,21

Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze

Determinarea mărimii raportului de transmitere icv1 din prima treaptă a cutiei de viteze se face din condiția deplasării automobilului cu viteză constantă pe rampa maximă, neglijându-se rezistența aerului.

Ținând seama de expresia vitezei:

v = . r. n/30. io (4.23)

în cazul particular al deplasării în treapta întâi, se obține:

vcrI = . rr. nM/30. icvI. io (4.24)

de unde rezultă:

icvI = rr. nM/30. io .vcrI (4.25)

relație în care:

vcrI = . PM/Ga. max (4.26)

Prin înlocuire obținem:

vcrI = 0,931. 85,04/ 11,9. 0,27 = 24,59 m/s

În aceste condiții:

icvI = 294. 4250/30. 3,76 . 24,59 = 1,41

Din relația (1.37) rezultă:

icvI = itmax/io = 15,66/4,21 = 3,72

4.3.4 Determinarea numărului de trepte și calculul rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

Pentru etajarea cutiei de viteze în progresie geometrică, cu n trepte de viteză, se utilizează relația determinată din condiția demarajului în domeniul de stabilitate al motorului:

n 1 + log iCV1/log (nmax/nM) (4.27)

n 1 + log 3,72/log (6600/4250) = 1 + 0,57/0,19 = 4,01

Pentru a asigura bune performanțe dinamice se iau patru trepte de viteză, iar din condiții de economicitate se ia și o treaptă cu raport subunitar, pentru deplasarea în afara localităților. Rezultă n = 5.

Raportul de transmitere în celelalte trepte este dat de relația:

iCVk =

unde: n+1 este numărul de trepte al cutiei de viteze;

k- este treapta la care se face calculul.

Rezultă:

iCV2 = = 2,04

iCV3 = = 1,39

iCV4 = = 1,03

iCV5 = = 0,79

4.3.5 Determinarea raportului de transmitere necesar realizării performanțelor de viteză în zona de turație a motorului caracterizată de funcționarea economică

În funcție de tipul și destinația automobilului, acesta este utilizat cu preponderentă la anumite viteze medii de mers.

S-au denumit viteze medii de mers, media vitezelor stabilizate de deplasarea într-un anumit regim, deci fără considerarea opririlor și a regimurilor tranzitorii.

Astfel de viteze mici, corespunzătoare regimurilor urbane de deplasare se numesc viteze urbane medii vum, iar cele mari viteze intermediare medii vim.

Funcționarea economică a automobilului presupune ca la astfel de regimuri de deplasare motorul să funcționeze în zone de consum favorabil, respectiv la o turație medie economică nec.

Cinematic, funcționarea automobilului cu cutia de viteze în trepte este asigurată în condițiile de mai sus dacă în transmisie se realizează rapoartele:

pentru viteze urbane medii:

itu = . nec. rd/30. vum (4.28)

vum = 50km/h = 13,88 m/s

nec = 3500 rot/min = 58,33 rot/s

itu = . 58,33. 0,294/30. 13,88 = 0,109

pentru viteze interurbane medii:

itu = . nec. rd/30. vim (4.29)

vim = 80 km/h = 22,22 m/s

itu = . 58,33. 0,294/30. 22,22 = 0,08

Astfel:

nec/nmax = 3500/6600 = 0,53

vum/vmax = 13,88/54 = 0,25

vim/vmax = 22,22/54 = 0,41

De aici rezultă că iCVu = itu/i0 1 și iCViu 1.

A5 PERFORMANȚELE AUTOMOBILULUI

Performanțele reprezintă posibilitățile maxime ale automobilului în privința vitezei, demarajului și capacității de frânare, precum și indicii de apreciere a acestora. Determinarea performanțelor autovehiculelor este necesară pentru stabilirea și cercetarea calităților dinamice, în cazul autovehiculelor nou proiectate sau pentru studierea comportării lor în exploatare. Studiul performanțelor autovehiculelor se face cu ajutorul bilanțului de tracțiune, bilanțului de putere și ecuației generale de mișcare, pe baza căruia se obțin parametrii și indicii caracteristici deplasării cu regim tranzitoriu de accelerare sau frânare.

5.1 Performanțele dinamice de trecere

Performanțele dinamice cuprind acele performanțe ce caracterizează capacitatea de autopropulsare a automobilului. Aceste performanțe sunt date de:

– caracteristica de tracțiune;

– caracteristica puterilor;

– caracteristica dinamică.

5.1.1 Bilanțul de tracțiune și caracteristica de tracțiune

Caracteristica de tracțiune sau caracteristica forței la roată, reprezintă curbele de variație a forței la roată în funcție de viteza de deplasare a automobilului FR = f (v) pentru fiecare treaptă a cutiei de viteze.

Trasarea caracteristicii de tracțiune se bazează pe utilizarea caracteristicii exterioare a motorului, utilizând relațiile:

FRk = P* t/ vk (5.1)

sau:

FRk = M* itk* t/rd (5.2)

relație în care itk reprezintă raportul de transmitere al transmisiei, când este cuplată treapta k a cutiei de viteze.

Viteza de deplasare a automobilului se calculează cu relația:

vk = n/itk/i0 * Sr/60 (5.3)

Pentru rezolvarea problemelor legate de dinamicitatea automobilului, se folosește bilanțul de tracțiune, dat de relația:

FR = Rr + Ra + Rp + Rd (5.4)

care poate fi scrisă sub forma:

FR – Ra = Rr + Rp + Rd (5.5)

Termenul din stânga al acestei relații reprezintă forța disponibilă sau excedentară Fex, care poate fi folosită la învingerea rezistenței drumului și la accelerarea autovehiculului.

Tab. 5.1

Calculul elementelor necesare pentru trasarea caracteristicii forței la roată

Viteza I

Viteza II

Viteza III

Viteza IV

Viteza V

Bilanțul de putere și caracteristica de putere

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanțului de putere în funcție de viteza automobilului, pentru toate treptele cutiei de viteze.

Bilanțul de putere al automobilului reprezintă echilibrul dinamic dintre puterea la roată Pr și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare, dat de relația:

PR = P. t = Pr + Pra + Pp + Pd (5.6)

Și aici apare o putere excedentară Pex care este utilizată de către automobil în următoarele scopuri:

sporirea vitezei maxime;

învingerea rezistențelor maxime ale căii de rulare;

sporirea vitezei și învingerea rezistențelor căii.

5.1.3 Factorul dinamic și caracteristica dinamică

Calitățile dinamice ale autovehiculului depind de greutatea lui, ceea ce face ca performanțele obținute prin studiul caracteristicii la roată să nu fie concludente ca termeni de comparare, deoarece la valori egale ale forței excedentare calitățile dinamice ale automobilului să nu fie egale.

Pentru aprecierea calităților de autopropulsare se utilizează factorul dinamic D, care reprezintă o forță excedentară specifică, deci un parametru adimensional dat de raportul dintre forța de tracțiune excedentară Fex și greutatea autovehiculului:

D = Fex/Ga = f. cos + sin + (/ g). (dv/dt) (5.7)

Cunoscând faptul că într-o treaptă oarecare a cutiei de viteze, cu raportul de transmitere icvk, forța la roată este multiplicată de icvk ori și viteza autovehiculului se micșorează de icvk ori, factorul dinamic Dk la treapta respectivă va fi:

Dk = (FR. icvk – 0,5. . Cx. A. v2/ icvk2)/ Ga (5.8)

sau:

Dk = D. icvk + 0,5. . Cx. A. v2.( icvk3 – 1)/ (icvk2. Ga) (5.9)

Reprezentarea grafică a factorului dinamic funcție de viteză pentru treptele cutiei de viteze se numește caracteristică dinamică

Pentru trasarea caracteristicii dinamice, este practic să se utilizeze caracteristica forței la roată, utilizând relația:

Dk = (FRk – k. A. v2)/Ga (5.10)

Tab. 5.2

Calculul elementelor necesare pentru trasarea caracteristicii dinamice

Viteza I

Viteza II

Viteza III

Viteza IV

Viteza V

Din condiția de aderență:

FRmax = . Zm (5.11)

obținem:

D = (. Zm – 0,5.. Cx. A. v2)/ Ga (5.12)

Dând diferite valori coeficientului de aderență , se pot calcula și trasa pe caracteristica dinamică a autovehiculului curbele D în funcție de viteză.

Parametrii principali ai calităților dinamice de tracțiune sunt (pentru autoturisme cu capacitate medie și mare):

– raportul Pmax/ Ga = 3,7…9,2;

Dmax : – în treapta I a cutiei de viteze Dmax = 0,35…0,40;

– în priză directă: Dmax = 0,15…0,18;

– vmax = 140…200 Km/h.

5.2 Performanțele de demaraj

Studiul demarării automobilului presupune determinarea accelerației, a timpului și spațiului de demarare, precum și a indicilor cu ajutorul cărora se poate aprecia capacitatea de sporire a vitezei.

5.2.1 Accelerația automobilului și caracteristica accelerațiilor

Accelerația este principalul indicator ce caracterizează calitățile de demarare ale automobilului, deoarece, în condiții egale, cu cât accelerația este mai mare, cu atât crește viteza medie de exploatare.

Accelerația și performanțele de demarare se determină în condițiile în care autovehiculul este în mișcare rectilinie, pe o cale orizontală, în stare bună, cu un coeficient mediu al rezistenței la rulare f.

În aceste condiții, puterea excesivă Pex va fi utilizată numai pentru accelerare:

Pex = Ga. v. (dv/ dt)/ g (5.13)

Din această relație obținem valoarea accelerației:

dv/ dt = Pex.g/(v. Ga. ) (5.14)

Dacă luăm în considerare și influența maselor aflate în mișcare de rotație, relația (5.14) devine:

(dv/ dt)k = ak = Pex. Ga. k. v) (5.15)

relație în care k este coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație când este cuplată treapta k a cutiei de viteză.

Tot pentru determinarea caracteristicii accelerațiilor poate fi folosită caracteristica dinamică, în baza relației:

(dv/ dt)k = ak = (D – ). g/ k (5.16)

5.2.2 Caracteristicile de demarare

Caracteristicile de demarare sunt funcții care exprimă dependența timpului de demarare și spațiului de demarare funcție de viteza autovehiculului când motorul funcționează pe caracteristica externă.

Tab. 5.3

Calculul elementelor necesare pentru trasarea caracteristicilor

de accelerație și de demarare

Viteza I

Viteza II

Viteza III

Viteza IV

Viteza V

Timpul de demarare:

td(0-100) km/h = 9,26 + (100 – 93,7)* (10,05 – 9,26)/(101,6 – 93,7) = 10,24 s

Spațiul de demarare

sd(0-100) km/h = 158,72 + (100–93,7)* (184,68–158,72)/(101,6 – 93,7) = 179,4 m

5.3 Performanțele de frânare

Aprecierea și compararea capacității de frânare a autovehiculelor se face cu ajutorul unor parametri caracteristici: decelerația, spațiul minim de frânare, și timpul minim posibil de frânare.

Pentru calculul parametrilor de frânare, considerăm că sunt frânate roțile ambelor punți și că forțele de frânare la roți ajung simultan la limita aderenței.

5.3.1 Capacitatea de decelerare a automobilului

a) Decelerația maximă ideală df :

(df)maxp = (dv/dt)maxp = g* (cos + sin ) [m/s2] (5.17)

(df)maxp = 9,81*0,7. = 6,86 m/s2

b) Spațiul minim de frânare:

Sfminp = v12/26* * g [m] (5.18)

Sfminp = 1952/26* 0,7* 9,81 = 212,97 m

c) Timpul minim posibil de frânare

tfminp = v/ 3,6* * g [s] (5.19)

tfminp = 195/3,6* 0,7* 9,81 = 7,88 s

Coeficienții de utilizare a aderenței:

Considerăm decelerația df având la valoarea 0,8 [8]. În acest caz, reacțiunile tangențiale maxime la frânare vor fi:

Ff1 = Ff2 = . (G1 + Ga. hg. df /A) (5.20)

Ff1 = Ff2 = 0,7*(4660 + 16600* 528* 0,8/2354) = 6240 N

Notând cu if raportul de repartizare a forței de frânare pe puntea din față (if = Ff1/Ff), și cu is raportul de repartizare a sarcinii statice pe puntea din față (is = G1/Ga) obținem valorile coeficienților de utilizare a aderenței pentru punți i:

if = Ff1 /Ga*df (5.21)

if = 6240/16600* 0,7 = 0,263

is = 0,3

Rezultă [8]:

f )/[(1 – is)/df + hg/A)] (5.22)

f)/[(1 – is)/df – hg/A] (5.23)

Prin înlocuire obținem:

Cum are valoare mai mare decât rezultă că la frânare, roțile punții din față ating limita aderenței înaintea celor din spate, respectiv la frânare roțile punții din față sunt suprafrânate față de roțile punții din spate.

5.4 Performanțele consumului de combustibil

Consumul de combustibil este o caracteristică economică a automobilului și reprezintă cantitatea de combustibil consumată de motorul automobilului la parcurgerea unei distanțe date.

La autoturisme, evaluarea convențională a consumului de combustibil se face după ciclul european ECE-ONU/342, Regulamentul 15 prin:

– simularea unui parcurs urban;

– efectuarea unui parcurs la două viteze constante pe o șosea orizontală asfaltată.

Rezultatele obținute se exprimă în litri/100 km.

a) Calculul lucrului mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE:

Lciclu=9986*ma*fo+3500*Cx*A+ma(25,87*1+69,43*2+49,09*3) (5.24)

relație în care: .1 = 1,28; 2 = 1,2; 3 = 1,05; fo = 0,015.

Lciclu = 9986* 1753* 0,015 + 3500* 0,3* 2,354 + 1753*(25,87* 1,28 + 69,43* 1,2 + 49,09* 1,05) = 556481 J

b) Calculul lucrului mecanic necesar parcurgerii distanței de control de 50 km pe ciclul ECE:

L50 = 50*103* Lciclu/Sciclu (5.25)

cu: Sciclu = 1018 m, lungimea spațiului parcurs de autovehicul la efectuarea unui ciclu.

L50 = 50* 103* 556481/1018 = 2,734.106 J

c) Calculul lucrului mecanic necesar deplasării cu viteza constantă de 90 km/h pe distanța de 25 km:

L90 = S90* R90 (5.26)

relație în care R90 reprezintă suma forțelor de rezistență la înaintare corespunzătoare deplasării autovehiculului pe distanța de 25 km cu viteza constantă de 90 km/h.

R90 = ma* g* f90 + 0,5* * Cx* A *v2

R90 = 1753* 9,81* 0,015 + 1259,1 = 1517N

L90 = 25* 103* 1517 = 37,925*106 J

Calculul lucrului mecanic necesar deplasării cu viteza constantă de 120 km/h pe distanța de 25 km:

L120 = S120* R120 (5.27)

relație în care R120 reprezintă suma forțelor de rezistență la înaintare corespunzătoare deplasării autovehiculului pe distanța de 25 km cu viteza constantă de 120 km/h.

R120 = ma* g* f120 + 0,5* * Cx* A* v2

R120 = 1753* 9,81* 0,019 + 1259,1 = 1585 N

L120 = 25* 103* 1585 = 39,646.106 J

Calculul cantității de combustibil consumată:

Q100=(103/q*i*m*tr)*(50*Lciclu/Sciclu+25*R90+25* R120) [l/100 km]

cu: q- puterea calorifică a combutibilului. Pentru benzină q = 46*106 J/kg;

– densitatea benzinei: = 750 kg/m3;

i-randamentul indicat al motorului i = 0,29;

m- randamentul mecanic al motorului: m = 0,8.

Q100 = (103/46*106*750*0,29*0,8*0,931)*(50*556481/1018+25*1517+

25*1585) = 6,69 litri/100 km

A6 CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA PUNȚII MOTOARE

6.1. Generalități

Roțile automobilului, în funcție de natura și de mărimea forțelor și momentelor care acționează asupra lor, pot fi:

-roți motoare (antrenate): sunt roțile care rulează sub acțiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului;

-roți libere (conduse): sunt roțile care rulează sub acțiunea unei forțe de împingere sau tragere, de același sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercitată asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului;

-roți frânate: sunt roțile care rulează sub acțiunea unui moment de frânare dezvoltat în mecanismele de frânare ale roților (frânare activă), sau de către grupul motopropulsor în regim de mers antrenat (frâna de motor).

Pentru autoturisme, prevăzute cu două punți, organizarea tracțiunii se poate realiza după soluțiile 4×2 sau 4×4, prima cifră indicând numărul roților, iar cea de-a doua, pe cel al roților motoare. Pentru organizarea tracțiunii de tipul 4×2, puntea motoare poate fi dispusă în față sau în spate, iar pentru tipul 4×4 ambele punți sunt cu roți motoare.

Punțile motoare, față de cele nemotoare, asigură transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, funcție de modul de organizare a tracțiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinală, la roțile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere suferă o serie de adaptări și anume:

-adaptare geometrică determinată de poziția relativă dintre planul în care se rotește arborele cotit al motorului și planul în care se rotesc roțile motoare;

-adaptare cinematică determinată de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului;

-divizarea fluxului de putere primit în două ramuri, câte unul transmis fiecărei din roțile motoare ale punții.

Pentru a-și îndeplinii funcțiile de mai înainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principală (sau angrenajul principal), diferențialul și transmisiile la roțile motoare.

În procesul autopropulsării, din interacțiunea roților motoare cu calea, iau naștere forțe și momente de reacțiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forțe și momente și de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei și cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea forțelor și a momentelor, precum și transmiterea lor după direcții rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al punții, numit mecanismul de ghidare al roților. Mecanismul de ghidare definește, în ansamblul punții, cinematica roții suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel punți rigide și punți articulate.

6.2. Transmisia principală.

Transmisia principală cuprinde toate mecanismele din punte care realizează o demultiplicare a turației motorului.

Rolul transmisiei principale este de a mări momentul motor primit de la transmisia longitudinală sau de la arborele primar al cutiei de viteze și de a-l transmite, prin intermediul diferențialului și arborilor planetari, la roțile motoare, ce se rotesc în jurul unei axe dispuse sub un unghi de 900 față de axa longitudinală a automobilului.

Amplificarea momentului motorului, cu un raport de transmitere de regulă constant, numit raportul de transmitere al punții motoare (notat io), reprezintă adaptarea cinematică necesară impusă de conlucrarea motor transmisie. Pentru a realiza această funcție, prin construcție transmisiile principale sunt mecanisme de tipul angrenajelor. La autoturisme, la care valoarea necesară a raportului de transmitere este cuprinsă în intervalul de valori 3…5, transmisia principală este constituită dintr-un singur angrenaj. Astfel de transmisii principale se numesc transmisii principale simple.

Adaptarea geometrică a fluxului de putere pentru autopropulsare presupune direcționarea lui de la axa în jurul căreia se rotește arborele cotit al motorului la axa transversală a automobilului, în jurul căreia se rotesc roțile motoare. Această funcție se realizează în transmisia principală prin tipul angrenajului utilizat și anume angrenaje cu axe ortogonale în cazul dispunerii longitudinale a motorului și angrenaje cu axe paralele la dispunerea transversală a motorului.

6.2.1. Organizarea cinematică a transmisiei principale

Când motorul este dispus transversal, transmisia principală este organizată sub forma unui angrenaj de roți cilindrice 1 și 2 cu axe fixe (fig.6.1). Pentru sporirea rigidității arborilor cutiei de viteze și pentru deplasarea carterului punții motoare spre axa longitudinală a automobilului, pinionul 1 al transmisiei principale se execută corp comun cu arborele secundar, în capătul din consolă al arborelui secundar. Coroana cilindrică 2 a diferențialului, împreună cu diferențialul, sunt dispuse în carterul punții, plasat în zona ambreiajului. Deoarece utilizarea angrenajului cilindric determină forțe axiale mult mai mici față de angrenajele conice sau hipoide, pentru rezemarea coroanei, prin lagărele diferențialului, se utilizează de regulă rulmenți radiali axiali cu bile.

In afara realizarii conditiilor de adaptare cinematica si geometrica a fluxului de putere, pentru asigurarea calitatilor functionale in transmisia principala se prevad o serie de solutii constructive privind tipul danturii, rigiditatea constructiei, compensarea uzurii si pozitionarea relativa a rotilor.

Dintre tipurile de danturi ale rotilor conice, cea mai mare raspandire au primit-o angrenajele conice cu dantura curba. Dantura curba, fata de celelalte tipuri de danturi, asigura:

la rapoarte de transmitere egale, dimensiuni de gabarit de pana la de doua ori mai mici ( numarul minim de dinti ai pinionului poate fi redus la 5…6, fata de minimum 13 cat este la celelalte doua tipuri);

cresterea gradului de acoperire, ceea ce se traduce in functionare mai linistita si durabilitate sporita;

diminuarea sensibilitatii la deplasari relative ale rotilor, ca urmare a deformatiilor elastice ale ansamblului in timpul functionarii, posibilitatea eliminarii concentratorilor de tensiune prin procedee tehnologice simple;

realizarea prin procedee de fabricatie cu productivitate marita.

Dintre transmisiile principale cu dantura curba, cea mai larga raspandire o au cele cu dantura in arc de cerc, cunoscuta sub numele de dantura Gleason, aceasta bucurandu-se si de avantajul prelucrarii danturii pe masini-unelte de mare productivitate. Dezavantajul principal al angrenajelor cu dantura in arc de cerc il constituie prezenta unor eforturi axiale mari, care isi schimba sensul la schimbarea sensului de deplasare al automobilului. Avand in vedere ca aceasta situatie este de scurta durata, atat sensul cat si valoarea fortelor axiale sunt acceptabile.

Angrenajele conice sunt foarte sensibile in ceea ce priveste conditiile de montaj, in sensul asigurarii angrenarii corecte. In cazul cand varfurile conurilor celor doua roti nu coincid, diferenta fiind de ordinul zecimilor de milimetri, apar concentrari de forte pe muchiile dintilor, cresc brusc tensiunile de contact si solicitarile de incovoiere, se amplifcă zgomotul, incalzirea, uzura acestora si se mareste considerabil posibilitatea distrugerii angrenajului. Chiar si in cazul unei fabricatii si montaj corecte, calitatea angrenarii poate fi compromisa ca urmare a deformarii pieselor transmisiei si uzarii rulmentilor.

Pentru elementele angrenajului conic, valorile deformatiilor admise sunt date in figura 5.3. Asigurarea rigiditatii necesare este determinata de modul de montare in carterul puntii a pinionului de atac, de tipul rulmentilor utilizati si de unele masuri constructive.

Fig. 5.3 Deformații admise la angrenajul conic

Pentru montarea pinionului de atac se utilizeaza doua solutii de rezemare si anume intre reazeme si in consola. Cu toate ca, in cazul utilizarii unui montaj intre reazeme, rigiditatea transmisiei principale creste de peste 30 de ori decat la montajul in consola la microbuze, determinat de constructia carterului puntii motoare, se utilizeaza rezemarea in consola. In figura 5.4 sunt prezentate solutii de montare a pinionului de atac. Pentru a se micsora deformatiile axiale, se utilizeaza rulmenti cu role conice cu unghi cat mai mare de deschidere a conului. Pentru marirea lungimii efective a lagarului si pentru sporirea rigiditatii radiale a pinionului, rulmentii se monteaza in ,,0” ( fig.5.4 a). In acelasi scop sunt indicate rulmentii radiali cu doua randuri de bile, sau rulmentii radiali cu role, deoarece au o mare rigiditate radiala (fig.5.4 b).

In toate cazurile, deformatiile axiale pot fi reduse printr-o strangere preliminara pe directia axiala a pieselor montate pe arborele pinionului de atac. Aceasta strangere conduce la anularea jocurilor axiale din lagare si la aparitia unor deformatii elastice a rulmentilor. Valoarea strangerii initiale se accepta in limitele 0,005…0,07mm si se apreciaza prin marirea momentului necesar insurubarii piulitelor de reglare (1,5…2,0 N.m la pinionul montat in consola). Valoarea definitiva a prestrangerii se stabileste in urma incercarilor experimentale pe proto- tipuri. Odata cu cresterea prestrangerii se micsoreaza posibilitatea de perturbare a angrenarii rotilor conice si se imbunatatesc conditiile de functionare a rulmentilor, deoarece se asigura o distributie mai uniforma a sarcinilor pe bile sau role si se reduce solicitarile dinamice provocate de schimbarea marimii si sensului fortelor din angrenajul conic. Marirea strangerii peste o valoare optima conduce la o sporire a uzurii lagarelor.

Pentru realizarea prestrangerii (fig.5.4 a) se utilizeaza piulitele 1 (cu sisteme de asigurare a pozitiei) de pe arborii pinioanelor de atac. Saibele calibrate 2, dintre inelele interioare ale rulmentilor servesc la reglarea jocului acestora. La constructiile recente de autoturisme s-a renuntat la solutia de mai inainte, inlocuindu-se saibele de reglaj cu o bucsa deformabila montata intre cei doi rulmenti, sau intre rulmentul dinspre flansa pinionului si un umar al acestuia. In figura 5.5 sunt prezentate solutiile de pretensionare cu bucsa elastica (1), utilizate de cateva firme constructoare de autoturisme de teren.

Fig. 5.4 Soluții de montare a pinionului de atac

Avantajul acestei solutii consta in aceea ca pretensionarea rulmentilor se asigura de la primul montaj, facand posibila automatizarea acestuia. In plus, pretensionarea initiala este mentinuta constanta timp indelungat.

Fig. 5.5 Soluții pentru pretensionarea lagărelor pinionului de atac

Lada Niva; b) Suzuki Vitra; c) Ford, Mercedes

Montarea coroanei dintate a angrenajului conic in carterul puntii, prin intermediul carcasei diferentialului, se face in cele mai frecvente cazuri prin rulmenti cu role conice. Pentru reducerea lungimii efective dintre reazeme, rulmentii sunt montati in ,,X”(fig.5.6).

Fig. 5.6 Montarea coroanei dințate a transmisiei principale

Asigurarea unui montaj bun si a unei functionari corecte a angrenajului conic se obtin prin reglarea jocului din angrenaj. Pentru aceasta, ambele roti sunt prevazute cu posibilitatea de a se deplasa axial. La solutia din figura 5.4,a, rulmentii sunt montati in carterul transmisiei principale prin intermediul carcasei 3, fixate cu suruburile 4. Între flansa carcasei 3 si carterul transmisiei principale se dispune, dupa nevoie, un numar de saibe calibrate 5, pentru reglarea pozitiei axiale a pinionului . La solutia din figura 5.4 b, pozitionarea axiala a pinionului se face prin deplasarea mansonului 6 cu ajutorul surubului 7. Pozitionarea axiala a coroanei din figura 2.4, se face prin desurubarea, in functie de sensul deplasarii, a uneia dintre piulitele 1 sau 2 si insurubarea celeilalte.

Angrenarea corecta se verifica prin metoda petei de contact dintre flancurile dintilor in angrenare. Pentru aceasta dintii pinionului de atac se acopera cu un strat subtire de vopsea, apoi se invarteste transmisia principala in ambele sensuri. In functie de marimea si pozitia petei lasate pe dintii coroanei se apreciaza calitatea angrenarii. Angrenarea se considera corecta daca pata lasata pe coroana este de minimum 60% din lungimea dintelui si spre varful conului.

Dupa verificarea calitatii angrenarii, se masoara jocul lateral dintre dinti, care nu trebuie sa depaseasca anumite limite, in functie de modelul danturii. Determinarea marimii jocului se face prin masurarea grosimii unei placute de plumb după ce in prealabil a fost introdusa intre danturile rotilor aflate in angrenare.

In vederea realizarii unei inalte portante si a functionarii silentioase, la angrenajele conice, se aplica finisarea prin procedeul lepuirii. Lepuirea consta dintr-un cu un amestec de ulei cu carbura de siliciu sau coridon, in anumite conditii de miscare relativa a rotilor. Ideea de baza la asigurarea miscarilor pe masinile de lepuit este de a mentine si imbunatati contactul localizat la danturare, ceea ce inseamna ca in timpul procesului de lepuire contactul se deplaseaza pe tot flancul, asigurand un rodaj uniform pe toata lungimea dintilor. Lepuirea corecteaza calitatea suprafetelor conjugate ale dintilor si, corespunzator unei indepartari reduse de material, pata de contact a angrenajului.

Tab. 5.1

Jocul între flancuriledinților în cazul angrenajelor conice

In figura 5.7 este prezentata constructia a doua transmisii principale simple cu angrenaje de roti dintate conice. Constructia din figura 5.7 a, pentru un autoturism cu punte rigida, are pinionul de atac 1 montat in consola prin rulmentii 2 direct in carterul 3 al transmisiei principale. Reglarea pinionului si pozitionarea axiala a acestuia fata de coroana 16 se realizeaza prin saibele 8, piesele fiind stranse de piulita 5 prin flansa 6. prin flansa 6, transmisia principala primeste fluxul de putere al motorului de la transmisia longitudinala. Etansarea lagarului este asigurata de deflectoarele 7 si 9 si de inelul 4. coroana dintata 16 se fixeaza prin prezoanele 14 de carcasa 15 a diferentialului. Ansamblul de rulmenti 11 este fixat de carter prin intermediul semilagarelor 13. reglarea coroanei se face cu ajutorul piulitelor 10, asigurate in pozitia reglata de sigurantele basculante 12. constructia din figura 5.7 b, asemanatoare constructiei de mai inainte, este destinata unui autoturism cu punte cu roti independente, cand transmisia principala impreuna cu diferentialul sunt dispuse pe masa suspendata a automobilului.

Fig. 5.7 Tipuri constructive de transmisii principale cu angrenaje

de roți dințate conice

Din categoria angrenajelor conice cu dantura curba fac parte si angrenajele hipoide (angrenajele hipoide cu axe geometrice incrucisate, dispuse in planuri diferite). In raport cu alte tipuri de angrenaje, angrenajele hipoide prezinta o serie de avantaje:

au capacitate mare de transmitere a efortului, datorita atat formei dintilor, cat si configuratiei geometrice a ansamblului, care permite constructia unor lagare rigide;

metodele de prelucrare existente permit obtinerea unui contact liniar intre dinti, respectiv posibilitatea controlului lungimii petei de contact, ceea ce aduce un plus de crestere a capacitatii portante;

datorita alunecarii intre dinti (in lungul dintelui), angrenajele hipoide functioneaza mai linistit decat angrenajele conice cu dinti curbi;

tehnologia de executie a rotilor hipoide este, in principiu, aceeasi ca si cea a rotilor conice cu dantura curba, prelucrarea facandu-se pe aceleasi utilaje.

La folosirea angrenajelor hipoide trebuie sa se tina seama de faptul ca prezenta alunecarii intre dinti, mult mai mare ca la angrenajele conice, creeaza tendinta spre o uzura mai pronuntata de abraziune, decat la oboseala. Pentru aceasta sunt necesare masuri suplimentare legate de calitatea suprafetelor dintilor, care in acest caz trebuie sa aiba o duritate mai mare, iar pentru ungere sa se utilizeze uleiuri corespunzatoare unor presiuni de contact mari si viteze de alunecare sporite.

La angrenajele hipoide, figura 5.8, axa pinionului se poate gasi sub axa coroanei – deplasarea axei pinionului fiind in sensul spirei coroanei (deplasare hipoida pozitiva in fig. 5.8,a), sau deasupra axei pinionului—deplasarea axei pinionului fiind in contrasensul spirei coroanei (deplasare hipoida negative in fig.5.8,c). in figura 5.8 b este prezentat angrenajul conic echivalent.

Fig. 5.8 Angrenaje hipoide

a-deplasare pozitivă hipoidă; b-angrenaj conic echivalent; c-deplasare hipoidă negativă

In legatura cu pozitia reciproca pinion-coroana se precizeaza ca la deplasarea hipoida pozitiva (+E), pasul frontal al pinionului va fi mai mare decat pasul frontal al coroanei, iar la deplasarea hipoida negativa (-E), pasul va fi mai mic. Corespunzator acestor doua situatii, diametrul pinionului va rezulta mai mare sau mai mic decat al pinionului conic de referinta (echivalent). Din motive de crestere a capacitatii portante a angrenajului pentru automobile, angrenajul hipoid se foloseste in toate cazurile in forma in care deplasarea aduce o marire a diametrului pinionului.

Constructia unei transmisii principale cu angrenaj hipoid este prezentata in figura 5.9.

Fig. 5.9 Transmisie principală cu angrenaj hipoid

La automobilele organizate dupa solutia ,,totul in spate”, sau ,,totul in fata”, cu motorul dispus longitudinal, transmisia principala si cutia de viteze sunt organizate intr-un carter comun (fig. 5.10), cu dispunerea transmisiei principale si a diferentialului intre carterul ambreiajului si cutia de viteze. La transmisia principala, compusa din pinionul 2 si coroana 3 a diferentialului, pinionul de atac 2, avand dimensiuni constructive apropiatede ale arborelui secundar 1 al cutiei de viteze, se executa corp comun cu acesta, in capatul arborelui.

Fig. 5.10 Transmisie principală la automobile organizate “totul pe o punte”,

cu motorul dispus longitudinal

Cand motorul este dispus transversal, transmisia principala este organizata sub forma unui angrenaj de roti cilindrice 1 si 2 cu axe fixe (fig. 5.11). pentru sporirea rigiditatii arborilor cutiei de viteze si pentru deplasarea carterului puntii motoare spre axa longitudinala a automobilului, pinionul 1 al transmisiei principale se executa corp comun cu arborele secundar, in capatul din consola al arborelui secundar. Coroana cilindrica 2 a diferentialului, impreuna cu diferentialul, sunt dispuse in carterul puntii, plasat in zona ambreiajului. Deoarece utilizarea angrenajului cilindric determina forte axiale mult mai mici fata de angrenajele conice sau hipoide, pentru rezemarea coroanei, prin lagarele diferentialului, se utilizeaza de regula rulmenti radiali axiali cu bile.

La transmisiile principale care au pinionul de atac solidar cu arborele secundar al cutiei de viteze, pentru descarcarea rulmentilor arborelui secundar de fortele axiale din angrenajele cu dinti inclinati ale mecanismului reductor al cutiei de viteze se adopta pentru sensul inclinarii dintilor pinionului acelasi sens ca pentru rotile dintate din cutia de viteze.

Fig. 5.11 Transmisie principală pentru dispunerea transversală a motorului

6.1.2.2. Dimensionarea geometrică a angrenajelor

Calculul transmisiei principale cuprinde calculul de dimensionare și verificare al angrenajelor de roți dințate, de dimensionare și verificare al arborilor și al rulmenților.

Determinarea momentului de calcul

Pentru automobile cu o punte motoare momentul de calcul Mc se consideră momentul maxim al motorului MM, redus la angrenajul calculat prin relația:

, (6.1)

unde:

icv1 este raportul de transmitere al cutiei de viteze în prima treaptă;

este randamentul transmisiei de la motor la angrenajul calculat.

Adopt conform STAS 821-82 modulul normal:

mn=3 mm

b) Calculul de rezistență și dimensionare al angrenajelor

de roți dințate cilindrice

Pe baza datelor inițiale necesare, specificate în tabelul 6.1, calculul elementelor geometrice ale angrenajelor sunt prezentate în tabelul 6.2. În tabelul 6.3. sunt prezentate valorile obținute în calculul geometric și cinematic pentru fiecare treaptă de viteză.

6.2.2.Forțele din angrenaje

Pentru calculul danturii există mai multe metode, dintre care cea mai frecvent folosită este metoda lui Lewis.

Această metodă consideră că întregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acționează forța normală Fn după linia de angrenare N-N și este aplicată la vârful dintelui.

Forța nominală se distribuie pe fâșia de contact dintre dinții aflați în angrenare producând ca solicitare principală presiuni specifice de contact.

Funcție de momentul de torsiune Mc al arborelui, forța tangențială se determină cu relația:

(6.2)

unde:

– Mc : momentul la arborele roții conducătoare a angrenajului

-Rd : raza de divizare

Forța nominală se calculează cu formula:

(6.3)

Componenta radială se calculează cu formula:

(6.4)

și solicită dintele la compresiune.

Fig. 6.1.2. Definirea forțelor din roțile dințate cilindrice cu dantură înclinată

Componenta axială, care se calculează cu formula:

(6.5)

nu determină solicitări asupra dintelui.

Calculul de rezistență la încovoiere

Pe baza ipotezelor arătate, efortul unitar efectiv de încovoiere este dat de relația:

(6.6)

unde:

– z : numărul de dinți ai roții conducătoare;

– =0,27

– i : coeficient de repartizare al efortului.

Coeficientul de repartizare al efortului ține cont de gradul de acoperire, iar pentru aceasta calculăm gradele de acoperire frontal și suplimentar.

Pentru calculul gradului de acoperire frontal se utilizează relația:

(6.7)

iar pentru gradul de acoperire suplimentar, utilizăm relația:

(6.8)

unde:

– Re1, Re2 : razele cercurilor de vârf ale roților din angrenajul de calculat;

– Rb1, Rb2 : razele cercurilor de bază;

– rf : unghiul frontal de angrenare;

– rf : unghiul frontal al profilului de referință

Pentru calculul la sarcini nominale de regim, la determinarea valorii efective a efortului unitar de încovoiere, momentul de calcul este determinat de momentul maxim al motorului Mmax și de raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat prin relația:

(6.9)

În cazul metodei Lewis, când se consideră că întreg momentul de torsiune se transmite printr-un singur dinte și se neglijează efectul compresiunii axiale dat de componenta radială a forței normale, rezultă o supradimensionare a danturii. Pentru evitarea supradimensionării, în calculul de verificare valorile efective ale efortului unitar se compară cu eforturile admisibile la încovoiere pentru materialul utilizat; efortul admisibil de încărcare ai se adoptă, în mod convențional, cu valori mai ridicate celor definite din condiția de rezistență la valoarea nominală a momentului:

(6.10)

unde:

– c=1,5 : coeficient de siguranță.

La calculul de verificare al roților dințate la sarcini dinamice maxime (care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului și la frânarea bruscă cu ambreiajul cuplat), momentul de calcul Mc se determină cu relația:

(6.11)

unde:

– MM : momentul maxim al motorului;

– i’t : raportul de transmitere de la motor la angrenaj;

– kd=1,5 : coeficientul dinamic.

Valorile efective ale efortului unitar ef se compară în acest caz cu efortul unitar de curgere c al materialului roților dințate.

În tabelul 6.4. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de încovoiere.

Calculul de rezistență la presiunea de contact

Sub acțiunea solicitărilor de contact de pe flancurile dinților poate apărea oboseala straturilor de suprafață (sub formă de ciupituri, sfărâmări și mai rar cojire) și deformarea plastică a flancurilor dinților (sub formă de laminare, ciocănire, încrețire, ridare).

Determinarea presiunii de contact la sarcini nominale (de regim) se face utilizând relația lui Hertz:

(6.12)

unde:

– ym : coeficientul de material;

– yfc : coeficient de formă în punctul de rostogolire;

– yc : gradul de acoperire asupra capacității flancurilor.

Deformarea permanentă a flancurilor dinților la solicitările de contact are loc când eforturile unitare de contact, fie datorită unor suprasarcini, fie datorită ungerii sau randamentului termic necorespunzător, depășesc limita de curgere.

Pentru calculul de rezistență la presiunea de contact sub acțiunea sarcinilor de vârf, momentul Mc se înlocuiește cu momentul dinamic Md.,

6.1.2.3. Verificarea la durabilitate a angrenajelor

În afara unei rezistențe insuficiente la sarcini nominale sau de vârf, scoaterea din funcțiune a angrenajelor în exploatare apare frecvent datorită depășirii limitei de rezistență a materialului, provocată de sarcini periodice variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizată de capacitatea de funcționare îndelungată până la atingerea valorilor maxime permise ale uzurilor și până la apariția oboselii materialului.

Pentru efectuarea calcului de durabilitate se consideră că motorul dezvoltă un moment mediu echivalent Mech, la o turație medie echivalentă ech.

Momentul mediu echivalent se calculează cu relația:

(6.13)

unde:

– Mrmed : momentul mediu la roțile motoare;

– icvmed : raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze;

– t : randamentul mecanic al transmisiei.

Pentru calculul momentului mediu la roțile motoare se utilizează relația:

(6.14)

unde:

– : forța specifică medie la roțile motoare;

– Ga : greutatea automobilului;

– rr : raza de rulare a roții;

– i0 : raportul de transmitere al transmisiei principale.

Raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze icvmed se determină cu relația:

(6.15)

unde:

– k : timpul relativ de utilizare a treptei de viteze;

– icvk : raportul de transmitere în treapta k de viteză;

– n : numărul de trepte ale cutiei de viteze.

Turația medie echivalentă se calculează cu relația:

(6.16)

unde:

– : viteza medie de deplasare a automobilului.

Numărul de solicitări la care este supus un dinte, pe durata exploatării între două reparații capitale (considerat ca durabilitate necesară), se determină cu relația:

(6.17)

unde:

– : timpul relativ de utilizare a treptei respective;

– S : spațiul parcurs de automobil între două reparații capitale;

– i”t : raportul de transmitere de la roțile motoare până la angrenajul calculat;

– rr : raza de rulare a roții.

6.2.3.Calculul la solicitarea de oboseală la încovoiere

Determinarea efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de oboseală se determină din relația (6.6), prin înlocuirea momentului Mc cu Mechi’t, Mech fiind determinat de relația (6.13) și i’t raportul de transmitere de la motor la angrenajul calculat.

Eforturile unitare efective obținute la calculul la oboseală a danturii se compară cu efortul unitar la oboseală la încovoiere după ciclul pulsator N, dat de relația:

(6.18)

unde:

– -1 : efortul unitar pe ciclu simetric;

–

– r : efortul unitar de rupere;

– N : numărul de cicluri pentru roata dințată care se calculează;

Angrenajele verificate sunt considerate sunt considerate corespunzătoare din punctul de vedere al rezistenței la oboseală dacă este satisfăcută inegalitatea:

(6.19)

unde:

– k’ : coeficientul de siguranță la calculul la oboseală; coeficientul k’ se poate calcula cu relația:

(6.20)

unde:

– : coeficient de dinamicitate;

– c : coeficientul de siguranță, se determină cu relația:

– k1 : coeficient ce ține seama de concentrația sarcinii pe lungimea dintelui;

– k2 : coeficient care ține seama de siguranța necesară de funcționare;

– k3 : coeficient care ține seama de precizia metodelor de calcul;

– : coeficienți care țin seama de precizia de prelucrare și de calitatea

suprafețelor flancurilor dinților

În tabelul 6.6. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de oboseală la încovoiere.

Calculul la oboseală la solicitarea de contact

Efortul unitar efectiv de contact de contact, pefc, se determină, în acest caz cu relația (6.12), unde forța tangențială Ft=Ft ech, care se ia în calcul, corespunde momentului mediu echivalent, Mech, dezvoltat la o turație medie echivalentă ech.

Valorile eforturilor unitare efective de contact pefc calculate nu trebuie să depășească efortul unitar admisibil de contact pac pentru asigurarea durabilității impuse.

Efortul unitar admisibil la contact este dat de relația:

(6.21)

unde:

– pNc : efortul unitar de contact la oboseală, pentru un anumit număr de cicluri

echivalente Nech;

– c’ : coeficient de siguranță;

Efortul unitar de contact pentru calculul de oboseală se determină cu relația:

(6.22)

În cazul în care sunt cunoscute eforturile admisibile de contact, pac ale oțelurilor din care sunt executate roțile dințate, pentru calculul la oboseală al flancurilor dinților, aceste eforturi trebuie corectate cu ajutorul coeficientului durabilității la solicitarea de contact knc,dat de relația:

(6.23)

unde:

– Nb : numărul ciclurilor durabilității de bază;

– Nech : numărul de cicluri de solicitare corespunzătoare durabilității cerute.

În tabelul VII.8. sunt prezentate valorile efortului unitar efectiv de încovoiere la solicitarea de oboseală la contact pentru fiecare treaptă din cutia de viteze.

Tab. 6.1.8

Relatii pentru calculul fortelor din angrenajele ortogonale de roti dintate

BIBLIOGRAFIE

1. Frățilă, Gh. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică, București 1977

Frățilă, Gh., ș.a. – Automobile, Editura Didactică și Pedagogică, București 2004

3. Grunwald, B. – Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, Editura Didactică și Pedagogică, București 1980

4. Ivănescu,M., ș.a. – Construcția și calculul autovehiculelor – Proiectarea Transmisiei Mecanice, Editura Universității din Pitești 2008

5. Macarie, T.N. – Automobile, Dinamica, Editura Universității din Pitești 2003

6. Racotă, R.M. – Ghid pentru întocmirea lucrării de diplomă la „Motoare”, Litografia Universității din Pitești

7. Tabacu, I. – Transmisii mecanice pentru autoturisme, Editura Tehnică, București 1999

8. Tabacu, Șt., ș.a. – Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de proiectare, Editura Universității din Pitești 2004

*** Colecția revistei ATZ – autotechnology 2007-2009

*** Colecția revistei Auto Test 2005-2009

*** Autocatalog 2007-2009

*** www.auto-motor-și-sport.ro