SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă Taifas Cristian 1 A.Enuntul temei: Proiectarea unui autovehicul autoutilitar, echipat cu motor… [620084]
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă
Taifas Cristian 1
A.Enuntul temei:
Proiectarea unui autovehicul autoutilitar, echipat cu motor MAC, cu
masa maximă 2900 kg și cu viteza maximă de 135km /h.
B.Calcule
Calculul dinamic al autovehiculului
Calculul ambreiajului autovehiculului
Calculul transmisiei
Calculul diferențialului
Calculul de frânare al autoutiltarei
C. Probleme tratate:
Elemente de c alcul dinamic al autoutilitarei
Dimensionarea ambreiajului autoutilitarei .
Dimensionarea transmisiei longitudinale și diferențialului
Prezentare generală a rețelei de control computerizată . Prezentare
general ă sistem CAN.
Modul de lucru al calculatorului de frâne la autovehicule. Funcționare a
program ului electronic de stabilitate (ESP)
D. Desene, diagrame:
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 2
CUPRINS
I.1 Introducere …………………………………………………………………. …..…5
1.1. Istoria premergătoare…………………………………….. …………………………… …….5
1.2. Istoria automobilului …………………………………………………… …….. 7
1.3. Istoria autoutilitarel or si autotransportorului…………… …… ..……… ……..9
2. Calculul dinamic ………………………………………………………………… 15
2.1. Alegerea parametrilor principali.Tema de calcul ……………………………… ….15
2.2. Studiul solutiilor similare…………………………… …………………………… ………….16
2.3 Adoptarea dimensiunilor constructive …………………… ……………………….. ……..18
2.3.1.Dimensiunile de gabarit ……………………………………………… ……..18
2.3.2.Greutatea autoutilitarei…………………………… ……………… ………….19
2.3.3.Adoptarea pneurilor ……………. ………………… ………………… ………20
2.3.4 Calculul razei de lucru …………………………………. ………………2 1
2.4.1Caracteristica externa a motorului ………………………….. …….. ………….. ……… 22
2.4.2 Determinarea analitica a ca racteristicii externe a motorului……. ………. 22
2.4.3 Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteza……… ………25
2.4.4. Determinarea vitezei maxime in fiecare treapta de viteza…………….. …….27
2.4.5. Bilantul de tractiune si bilantul de putere…………………………………….. ……28
2.4.6. Caracteristica fortei la roata si caracteristica de putere la roata… …………..29
2.4.7. Caracteristica dinamica……………….. ……………….. …………………………… ….29
2.4.8. Acceleratia………………………………………………… ………. …………………………3 0
2.4.9. Timpul de demarare si spatiul de demarare……. ………………….. ……………..3 1
3. Calculul ambreiajului………….. …………………. …………………… ……………………..40
3.1 Generalitati…………………………………………………… ………. …………………………40
3.2 Determinarea parametrilor de baza ai ambreiajul ui……………………. …….. …..40
3.2.1. Determinarea momentului de calcul al ambre iajului……………….. …………40
3.2.2 Determinarea dimensiunilor garniturilor de fr ecare………………. ………… ….41
3.2.3. Determinarea fortei de apasare al arcurilor asupra discului de presiune al
ambreiajului. ………………………………………………………………………………………………….. .44
3.3.Verificarea garnituri lor de frecare…………………….. …………………….. ……… ….44
3.3.1. Verificarea presiunii specifice dintre garnit urile de frecare……….. ………..44
3.3.2. Verificarea la uzura a garniturii de frecare……………… ………… ……………… 45
3.3.3.Verificarea ambreiajului la incalzire……………….. …………………….. ………… 46
3.4. Calculul arcului de presiune………………………………………… ……………………. 48
3.4.1. Determinarea di ametrului sarmei si a diametrului de infasurare a spirei ..48
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 3
3.4.2. Determinarea numarului de spire ale arcului de presiune …………………… .50
3.4.3.Determinarea lu ngimii arcului in stare libera……………….. ………… …….. …..52
3.5. Determinarea lucrului mecanic necesar debreierii………….. ………. …………… 53
3.6 Calculul arborelui ambreiajului ………………………. ……………….. ……………….. .53
3.7.Calculul discurilor ambreiajului………… …………………………. …………. ………. ..55
3.7.1.Calculul elementelor de fixare si ghidare ale discului de presiu ne…………55
3.7.2.Calculul discului condus…….. ……………….. ………………. ……………………… …56
3.7.2.1.Calculul niturilor de fixare a discului propriu -zis pe butucul
ambreiajului…………………………………………………………………….. ………………… ……………… 56
3.7.2.2 Calculul arcului elementului suplimenta r……………………… …………….. ….57
4. Calculul transmisiei longitudinale………………. ………………………… …………. ……59
4.1.Tendinte generale in con structia de autovehicule comerciale……… …….. ……59
4.2.Caracteristici principale ale arborilor cardanici…… …………… …………… ………60
4.3.Transmisia cardanica in detaliu……….. …………………… …………….. ………………61
4.3.1 Elemente componente,tipul si rolul acestora,variante de asamblar e……….61
4.4.Calculul arborelui cardanic…………. ………………….. …………………. ………. ……..65
4.4.1 Calculul arborelui cardanic la torsiune… …………………….. ………………… …..65
4.4.2.Verificarea arborelui cardanic la rasucire…… ……………………… …………. …..66
4.4.3 Verificarea turatiei critice de functionare………………………. ……………… …..66
4.5.Calculul articulatiei cardanice………………….. ……………………… …………… …….67
4.5.1.Calculul furcii cardanice…………………………………… ………………. ………. ……67
4.5.2. Calculul crucii cardanic e……………………….. ………………… ………………. …….69
4.5.3.Calculul rulmentilor articulatiei cardanice………… ……………. …………… …….71
4.6.Cinematica articulatiilor Hooke…………… …………………… ………….. ………. ……73
4.6.1.Articulatiile……….. ………. …………………………………………. ………………. ……..73
4.6.2.Articulatie universala…………………… …………………….. ………… …………. …….74
5.Calculul transmisiei principale……………………. ………………….. ………………… …..76
5.1.Generalitati…… …………………….. ………………………………………… …………… ……76
5.2.Angrenajul pr incipal……………………………. ……………………….. …………. ……….78
5.2.1.Determinarea fortelor de angrenare…………. ………………………. ………… …….79
5.2.2.Calculul rotilor dintate conice……………….. ……………………….. …………. ……81
5.2.2.1. Dimensionarea angranajelor……………. …………………………. ………….. ……81
5.2.2.2. Verificarea danturii la inconvoiere………….. ………………………………. ……83
5.2.2.3.Verificarea danturii la oboseala………………. …………………….. ………… ……83
5.2.2.4.Verificarea danturii la presiunea de conta ct…………………… …………… …..84
5.2.3.Calculul arborilor transimisiei principal e…………………… ………. ………… …..86
5.2.3.1.Determinarea reactiunilor din lagare……. …………………… ………………. …..86
5.2.3.2.Calculul arborelui pinionului de atac la inconvoiere si rasucir e……. ……87
UNIVERSI TATEA „OVIDIU S‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 4
5.2.3.3.Calculul canelurilor arborelui pinionului de atac…………… ………. …………88
5.3.4.Calculul rulmentilor… ……………. …………………… ………………… ………….. ……89
5.4.Calculul diferentialului……… ……………………….. ……………………….. ……… …….90
5.4.1.Generalitati.Destinatia diferentialului….. …….. …………….. ……….. ……… …….90
5.4.2.Parti componente ale diferentialului………………. ……………………………. ……91
5.4.3.Functionarea diferentialului…………………………. ……………………………… …..92
5.4.4.Cinematica si dinamica diferentialului…………… …………………………….. …..93
5.4.4.1.Cinematica diferentialului…………………………. ……………………………. …….93
5.4.4.2.Dinamica diferentialului……… ……………………. ……………………. …………… .95
5.4.5.Calculul elementelor geometrice ale pinioanelor planetare si a
satelitilor…………………………. …………………………………………………………………. ……………..97
5.4.6.Calculul de rezistenta al difentialului……….. ……………. ……………. ………….10 0
5.4.6.1.Verificarea danturii la inconvoiere……………. …………………. ………. ………101
5.4.6.2.Verificarea danturi i la oboseala………………… ………………….. …………… …102
5.4.6.3.Verificarea danturii la presiunea de contact… ………………… ……….. ……..102
5.4.6.4.Verificarea axului satelitului……………………… …………. …….. …………….. .103
6.Calculul de franare al autoutilitarei…………………….. ……………………. ……… …..105
6.1.Deceleratia maxima……………………………………….. …………………. …………… ..105
6.2.Ti mpul minim de franare…………………………………. ………………… …………… ..106
6.3.Determinarea spatiului de franare……………………… …………………. …………. ..107
6.4.Spatiul de oprire total………………… ……………………………………. …………….. ..107
7.Reteaua de control computerizata -Controller area network -Can…. ………… ….109
7.1.Prezentare sistem…………………………………… …………………… …………….. …….109
7.2.Principiul de functionare………………………. ……………….. ………… ……………… 112
7.3.Diagnosticarea sistemelor…………………………………….. ………. …………….. …..11 4
7.4.Componentele retelei CAN………………………… ………………… …………………. .114
7.5.Functionare program electronic de stabilitate(ESP)……… …….. ………. ………123
7.6.Componente electronice ale programului ESP…. …………………. ……… ………128
7.7.Circuitul hidraulic al retelei ESP……………………………………. …………… …….129
7.8.Diagrama circuitului hidraulic………………………………. …………. ………. ………130
7.9.Exemple de functionare a programului ESP……………………… ………….. …….131
7.10. Semnale de intrare si iesire……………………………. ……………….. …………. ….132
Bibliografie………………….………………………………………………..…136
Diagrame…… ……………………………………………………………………………………………137
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 5
1. INTRODUCERE
1.1 Istoria premergătoare
Încă din cele mai vechi timpuri, omul a căutat metode prin car e să poată transp orta
diferite materiale sau hrană de la distanțe mult mai mari. Astfel, el a construit, folosindu -și
inteligența cu care este înzestrat, diferite mijloace de transport, de la cele mai rudimentare,
atingând apogeul în sec. al XIX -lea, odată cu invenția auto mobilului.
Prima construcție considerata vehicul, în sensul de construcție destinată transportului,
a fost targa purtată de oameni. Apoi, aceasta a evoluat, deoarece omul a ajuns la concluzia
că forțele naturii înconjuratoare mult superioare lui, treb uie captate și folosite în beneficiul
sau. De aici incepe domesticirea animalelor și apariția unui nou mijloc de transport –
tractiunea animală . Astfel, targa a fost înlocuită de căruța, iar odata cu domnia lui Ludovic
XVI, au aparut caleștile, berlinele, cabrioletele, etc., ce reprezentau rangul și puterea
economică a nobililor care le posedau.
Începând cu această perioadă, trăsurile s -au dezvoltat foarte mult, din mai multe
puncte de vedere. Pe lângă partea artistic ă deoarece unele trăsuri erau adevarat e opere de
artă(fig . 1.1), s-a dezvoltat și partea mecanică, inventându -se diferite mecanisme destinate
frânării.
Fig 1.1 Trăsură tip Victoria
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIER E PROIECT DE DIPLOM Ă 5
Apariți a bicicletei are o mare importanță în apariția automobilului, deoarece multe
realizări tehnice din industria bicicletelor le găsim în construcția automobilului.
Când elvețianul Isaac de Rivaz(1752 -1829) a reușit cu vehiculul său să facă un salt
de mai bine de un metru, nu avea de unde bănui că săritura lui reprezenta dechiderea unei
noi ere tehnice. Tocmai reuși se să pună în mișcare strămoșul automotorului actual .
În locul aburului, Rivaz experimentase gaze cumbustibile. Într -un cilindru, pe care îl
fixase pe un cărut primitiv, a aprins o rezervă de hidrogen. Puterea exploziei a transmis -o așa
cum procedaseră și predecesorii săi cu aburul -către un piston.
La 30 ianuarie 1807, lui Rivaz i s -a acordat brevetul pentru ’’utilizarea exploziei
gazului aerian sau a altor substanțe gazoase drept combustibil’’. Prin urmare, am fi
îndreptățiți să considerăm și aceasta dată ziua de naștere a automobilului. O jumatate de
secol mai tîrziu, inventatorul belgian Jean Joseph Lenoir (1822 -1900) și -a adus aminte de
invenția lui Rivaz, iar în 1860 a brevetat un motor, acționat cu gaz de iluminare (fig.1.2)
Fig.1.2 Motor acționat cu gaz lampant
Dar cea mai importantă invenție care și -a adus cel mai mare aport în contrucția
automobilului, este motorul acționat cu puterea aburului. Aceasta s -a concretizat în anul
1769, când Francois Cugnot a construit primul autovehicul dotat cu un motor cu abur.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 6
Trăsurile cu aburi au avut un impact deosebit de important în istoria automobilului,
implicit a omenirii. Aceste vehicule au fost bine primite de oamenii vremii, fapt ce
contribuie mult la dezvoltarea lor. Ca dovadă a interesului, avem o formă incipienta a
codului rutier, apărut pentru prima dată în Anglia sub numele de ―Red Flag Act‖ în 1865,
care obliga vehiculele să circule cu o viteză de 2 mile/oră în orașe și de 4 mile/oră în afara
orașelor.
După apariția motorului cu ardere internă, cu pistoane în mișcare rectilinie,
alternativă, putem vorbi în adevăratul sens al cuvantului de apariția automobilului. O
importanță deosebita o au și marile descoperiri ale vremii, cum ar fi:
– realizarea electromagnetului de către Ampere în 1830,
– descoperirea fenomenului de inducție în 1831 de către Far aday ,
– bobina de inducție construită în 1855 de că tre Ruhm Korff;
– acumulatorul electric inventat de Plaute, în 1959 .
Prima mașină generatoare de curent electric a
fost inve natată de Gramme în 1869 – 1970 (fig 1.3)
iar primele puțuri de petrol datează din 1 830, în
timp ce vulcanizarea cauciucului a fost realizată de
Goodyear, încă din 1838.
Adevăratul stramoș al automobilului este
reprezentat de motorul și autovehicolul inventat de
Etienne Lenoir: motorul cu gaz brevetat în 1860.
Fig. 1.3 Generator Curent electric
Surpriza a venit însa nu din partea Anglei sau a Frantei, ci din partea Germaniei,
reprezentată de motorul mecanicului Nikolaus August Otto care a uimit organizatorii
expozi ției de la Paris din 1876 cu primul motor în 4 timpi cu supape laterale.
Dacă motorul lui Lenoir consuma 23 metri cubi de gaz pe CP/h, motorul lui Otto
folosea numai 0,8 metri cubi de gaz, iar randamentul era de 16 %, în timp ce la primul era
de 3–4 %. În 1877, după mai multe îmbunătățiri, Otto și -a patentat motorul în patru
timpi, cunoscut pe toate continentele sub numele de ―Otto – Dentz‖. Industriașul german
Wilhelm Maybach l -a perfecționat și a început construcția unor astfe l de motoare.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 7
1.2. Istoria automobilului
Adevărații pionieri în construcția automobilului sunt consider ați Lenoir, Delamare –
Deboutterville, Daimler, Benz și Ford. Odată cu ei apar și firmele specializate în construcția
automobilului. Prima firmă se numea ―Panhard – Levassor‖ și a fost fondată în anul 1845,
folosind motoare Daimler.
În 1898, apare firma Pe ugeot, care va construi și un motor cu același nume. Firma
Renault își are începuturile în anul 1899, deschisă de Louis Renault, împreună cu cei trei
frați ai săi. Renault a scos pe piața primele automobile de construcție proprie în anul 1902.
Uzinele Fiat și-au deschis porțile în anul 1899, urmate de Mercedes, în anul 1900. În 1896 a
luat naștere societatea ―English Daimler Company‖, iar în 1898 a realizat primul automobil
de construcție proprie. Tot în Anglia, în această perioadă au apărut mărci precum La chester,
Tonicroft, Napier, etc.
Firma Mercedes a construit modelul Mercedes 1901, fig 6, consierat strămoșul
automobilului modern. Un aport important la construirea automobilelor și l -a adus Wilhelm
Maybach, care realizează primul radiator tip fagure, fol osit de modelul Mercedes 1901. În
plus, el i -a ridicat capacitatea la 5,3 l ș i puterea de 35 CP.
Primul automobil al firmei Rolls Royce – a aparut în anul 1903. În anul 1908, apare în
Europa automobilul Ford T, primul automobil produs în milioane de exempl are.
El era atât de îmbunătățit, încât a rezistat 19 ani, iar un adevarat avantaj reprezintă
greutatea sa foarte mică, de numai 600 Kg. De-a lungul timpului, Fordul T s -a perfecționat,
apărând în mai multe variante: Ford 1920, Ford Tourer 1927.
În perioad a postbelică, setea de a depași situa tia, setea de lux bazată pe averile
acumulate din mizeria războiului, combinată cu fenomenul psihic al trăirii vertiginoase și
intense, au făcut ca firmele constructoare europene Voisire Delage, Farman, Hotch Kiss,
Panh ard Bugatti, Fiat, Minerva, Elizalde, să producă mașini luxoase, dotate cu motoare de 6
și 8 cilindrii la prețuri ridicate.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 8
Automobilul din anii '30 nu mai seamănă deloc cu cel de dinaintea primului război
mondial. Constructorii puneau mare accent pe confort, adăugând accesorii precum
aprinzător de țigări, lumină în interior, ștergatoare electrice sau mec anice, oglinda
retrovizoare, semnalizatoare de direcție, roata de rezervă, iluminarea numerelor de circulație,
etc., lucruri atât de banale în ziua de azi .
După cel de -al doilea război mondial, asistăm la o adevarată explozie a industrie
automobilistice; d e asemenea asistăm și la transformarea automobilului în prima mașina a
activităț ii social -economice moderne. Au apărut automobilele atât de cunoscute de noi,
precum: Cadillac și Oldsmobile, lansate în 1949, Trabant, mașinile Volkswagen (1946 ).
Motorul în V , rezervat inițial mașinilor puternice sau de curse, cu cel putin 8 cilindrii,
a început să fie construit în 6 cilindrii (Buick 1960), și 4 cilindrii în 1962 (Ford Tau rus 12
M) fig 1.4
Fig.1.4 Ford Taurus 12M
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONST ANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 9
1.3 Istoria auto utilitarelor și autotransportoarelor
Primul vehicul destinat transportului de marfuri din lume a fost produs de Gottli eb
Daimler la zece ani de la inventarea primului autovehicul .
Data de 1 octombrie 1896 , sa dovedit ulterior a fi de o mare importanță istorică. În acea
zi, în documentele producătorului Daimler -Motoren -Gesellschaft (DMG) din Cannstatt lângă
Stuttgart, au f ost înregistrate următoarele …‖ Vehicul Motorizat, comanda nr. 81, vehiculul
nr. 42, patru cai putere, motor cu doi cilindri, greutate totală vehicul 1200Kg, Capacitate
încărcătură 1500Kg, achiziționat de British Motor Syndicate Ltd. London (fig. 1.5).
Fig. 1.5 Autoutilitară sec.XIV
Primul camion arăta ca o căruță fără oiște. Locul conducătorul autovehiculului era
poziționat pe băncuța -cutie situată deasupra și în fața axei față, în aer libe r. Ca și localizare
cabina se situa deasupra motorului. Motorul era instalat în spate, avînd patru cai putere și
cilindree de 1,1 litri. Puterea se transfera către puntea spate prin intermediul unei curele.
Designul punții spate era similar cu axele planet are, care au fost introduse ca modele de bază
câteva zeci de ani mai târziu .
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 10
Primele camioane sunt echi pate cu un motor cu explozie lent și greu, un ambreiaj
multidisc, o cutie de viteze robustă, un sistem dublu de frânare, un post de conducere cu un
confort spartan.
În 1906 Parisul se dotează cu prima linie motorizată de autobuze. Parizienii descoperă
avan tajele tracțiunii motorizate în viața de zi cu zi, între Montmartre și Saint Germain des
Pres. Marile bulevarde sunt din ce în ce mai pline de numeroase vehicule utilitare, decorate în
stilul ―Belle Epoque‖.
În zona rurala, vehiculele rustice și rezisten te sunt cele mai apreciate pentru
comoditatea utilizarii. În principiu, exista garaje, reparațiile se fac la fierar, benzina se procura
la bidon sau acționând manual pompa instalată la băcănie. Pentru că tehnica era parțial
stăpânită, în anii 1900 vehicule le trase de cai încă mai transporta, aproape în totalitate,
mărfurile.
La Lyon, Marius Berliet concepe și realizează în 1894 un motor monocilndru apoi
construiește prima sa mașina cu petrol. În 1906, construiește primul său camion. La
Billancourt, aproape de Paris, Louis Renault pune la punct în 1898 o cutie de viteze cu 4
viteze și prezintă primul său automobil, o mașinuță de 4 CP. Produce primul vehicul utilitar în
1900 și inventează în 1906, strămoșul autobuzului pentru orașul Paris.
Primele producții d e masă
încep în 1914 – 1918. La Berliet, 40 camioane CBA sunt
fabricate în fiecare zi pentru frontul de la Verdun. La Renault, 600 de taxiuri care au
contribuit la victoria de la Marne au asigurat pentru Renault un loc în istorie. În 1917, marca
"diamantul ui" construiește primul tanc modern. Primul camion 4×4 este construit de Latil.
La aproape 100 ani de la apariția primului autovehicul utilitar dotările acestora sunt atât de
impresionante încât cu greu ne putem imagina unde s -a ajuns cu tehnologizarea,
diversificarea, confortul și asigurarea siguranței în circulație (fig.1.6)
Fig 1.6 Autoutilitară Mercedes Vito
UNIVERSITATE A „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 11
Globalizarea economiei
mondiale a determinat o
creștere acută a concurenței și a
imprimat fluctuații rapide și o
cerere nuanțată cu largi
posibilități de opțiune.
Transporturile rutiere de
mărfuri, ca o parte integrantă a complexului mondial de transport reprezintă circa 70% din
totalul transporturilor de mărfuri.
Din acest punct de vedere țara noastră are o poziție s trategică, privilegiată în sud -estul
Europei, reprezentând o poartă de acces spre Orientul Mijlociu, o cale de tranzit între țările
Uniunii Europene și deschidere către fostele state componente ale Uniunii Sovietice.
Analizând situația la nivel național ap are evident interesul pe care îl determină
activitatea de transport rutier în complexul transportului integrat mondial și astfel demersul
legat de alegerea și optimizarea constructivă a mijloacelor de transport rutier modern și în
special a celor dedicate transportului încărcăturilor con tainerizate în zona portuară.(fig.1 .7)
Fig 1.7 Autotren
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTA TEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 12
Dacă până în 1960, se produceau automobile numai în unele țări din Europa și SUA,
astăzi, ele se produc aproape în fiecare țară a lumii.
Constr uctorii de automobile s -au dezvoltat într -atât de mult înc ât numai seamănă cu
absolut nimic cu automobilele produse în secolul trecut. Sunt atât de sofisticate încât, dacă
înainte puteai să repari singur un automobil dacă aveai cunoștințe în domeniu, în zi ua de
astăzi, pentru a repara un automobil de ultimă generație, este nevoie de o întreagă echipă de
specialiști.
Datorită poluarii și a epuizării zăcămintelor de petrol, se caută noi soluții, adică noi
combustibili, noi motoare adaptate la combustibilii de regulă nepoluanți. S -au conceput
automobile foarte sofisticate, alimentate cu curent electric, și se încearcă și o versiune pe
hidrogen, dar datorita problemei stocării hidrogenului, acesta se dezvoltă mai greu, o altă
soluție ar fi folosirea combustibili lor biologici sau combustibililor alternativi (foto -celule care
produc electricitate). Un alt impediment îl consideră marii giganți petrolieri, care adună
miliarde de dolari în fiecare zi, exploatând nevoia de combustibili necesari autovehiculelor
implicat e în procesul de transport.
Încercând să obținem consumuri de combustibil cât mai mici, aspectul exterior a devenit
cât mai aerodinamic, pe lângă partea caroseriei au apărut spoilere, flapsuri, deflectoare toate
pentru a se realiza o înaintare cât mai ușoa ră prin micșorarea forțelor de frecare cu aerul.
Pe fiecare treaptă a evoluției umane transportul a jucat un rol extrem de important în
dezvoltarea economico -socială. Astăzi importanța acestei activități a crescut rapid odată cu
dezvoltarea infrastructurii și standardizarea tipurilor de unități de transport. Aplicănd aceste
considerente economiei în tranziție a României, integrată și prin această componentă în
marea familie europeană dezvoltată și luând în considerație creșterea demografică,
extinderea tutu ror coridoarelor de transport, îmbunătățirea infrastructurii și alți factori
obiectivi ce apar ca răspuns la acutele presiuni generate de noile necesități economice, se
dovedește că transportul, ca ramură a economiei naționale, trebuie analizat ca o pârghi e
deosebit de importantă în atingerea dezideratelor de creștere economică.
In sensul larg al cuvântului transportul contemporan este un complex compus al
economiei unui stat în cadrul căruia funcționează ca ramuri independente diferite tipuri de
transport magistral, urban, industrial ș.a.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 13
Indiferent de forma de organizare, toate tipurile de transport se afl ă într -o conexiune
interdependentă influențând, în mare măsură, atât procesul de transport nemijlocit, cât și
rezultatele tehhico -economice finale ale acestei activități. Apare deci ca o necesitate evidentă
coordonarea și uniformizarea activităților și mij loacelor de transport astfel încât prin analiza
continuă a caracterului dinamic al acestei activități să se poată genera soluții optime, care să
integreze funcționarea armonioasă a diferitelor tipuri de transport .
Într-un sistem de transport global privit la scară macro -economică o deosebită
importanță o au atât nodurile de transport (ce reprezintă elementele sistemului ce localizează
– prin interacțiunea transportului magistral, industrial și urban, – redistribuirea fluxurilor de
marfă / călători, și încad rează limitele între care se desfășoară procesul de transport), cât și
procedeele de manevrare și transport ( ce au ca obiect de studiu tehnica de încarcare –
descărcare, modul de efectuare a coletelor, sau transportul propriu -zis).
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 14
Problema transporturilor, ca prelungire a producției în sfera circulației. constă în
combinarea activității tuturor no durilor principale de transport in scopul obținerii unor
cheltuieli sociale minime și efectuării unor prestații calitativ superioare.
Sarcina primordială a activității economice de transport este reprezentată de satisfacerea
calitativă și la timp a necesit ăților agenților economici și consumatorilor beneficiari ai acestei
activități. Pentru rezolvarea acestor sarcini sunt necesare:
– dezvoltarea unei infrastructuri complexe pe baza alegerii proporțiilor optime de
dezvoltare, în cadrul economiilor naționale, a tuturor tipurilor de transport și menținerii
capabilităților lor de operare pe o durată cât mai lungă de exploatare;
– formarea rețelor de circulație pe considerentele optimizării fluxurilor de mărfuri, pe
baza determinării structurii parcului mijloacel or de transport și proiectării conturului
rațional al fluxului de transport (în vederea creșterii capacității de gestionare a
nodurilor, ridicării vitezei de circulație a unităților și optimizării interacțiunii diferitelor
tipuri de transport) gestionarea și dirijarea sistemului de transport la nivel global.
Problemele ce presupun corelarea diferitelor tipuri de transport devin tot mai actuale în
ultimul timp mai ales din perspectiva dezvoltării conceptelor ce generalizează extinderea
fenomenului de globali zare.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 15
2. ORGANIZAREA GENERALĂ . CALCUL DINAMIC
2.1. Alegerea paramet rilor principali. Tema de calcul
Elemente de calcul dinamic al unei autoutilitare, echipat cu motor cu aprindere prin
comprimare(MAC), cu o grutate totală de 2900 kg ce poate atinge viteza maximă de 135
km/h.
vmax = 135 k m/h
daN 2900 G
Se va adopta tipul autoșasiului
Conținutul proiectului
– alegerea și calculul parametrilor constructivi;
– calculul dinamic al transportorului
– calculul ambreiajului;
– calculul transmisiei longitudinale;
– calculul transmisiei principale ;
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CO NSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 16
2.2. Studiul soluțiilor similare
Pentru abordarea proiectării unui nou tip de autovehicul, ținând seama de datele
impuse, prin temă , care precizează anumite particularități legate de destinația și
performanțele acestuia, este nevoie, într -o primă etapă, să se caute un număr de soluții
constructive, deja existente, având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului
cerut. Li teratura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informații
legate de organizarea generală, de modul de dispunere al motorului și punții motoare, de
organizare a transmisiei; de asemenea sunt date principalele dimensiuni geometric e,
greutatea utilă și proprie, tipul sistemelor de direcție și frânare, tipul suspensiei. Analizând
cu atenție toate aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare caracteristice
pentru fiecare categorie de autovehicule cercetată se pot stab ili, pentru început, prin
comparare, unele date inițiale, absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar
fi: organizarea generală, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului și repartizarea
sa pe punți, alegerea roților ș i determinarea razei de rulare.
Comparația s -a facut pe următorele tipuri de autoutilitare:
Mercedes Vito 109 Cdi Ford Tranzit 2,2 TDCi Renault Trafic dCi 2.0
Vols kwagen Transporter 140PS TDI Peugeot Expert 1,6l H di
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 17
Tabelul 2.1. Soluții similare
Model
Car
cteristici Mercedes
VITO
109CDi Ford
TRANZIT
2,2 T DCi Renault
TRAFIC
dCi 2,0 Volskwagen
TRANSPORTER
140PS TDI Peugeot
EXPERT
1,6l HDi
Caroserie Extralong
4×2 Van MWB
4×2 Furgon L2H2 T30 furgon
urgon
L2H2
Nr uși 4 4 4 4 4
Nr. l
curi 3 3 3 3 3
Cilindree 2148 cm3 2198 cm3 1995 cm3 1968 cm3 1560 cm3
Lungi
e 5223 mm 5230 mm 5255 mm 5290 mm 5130 mm
Lățime 1906 1974 mm 1904 mm 1904 mm 1986 mm
Înălțime 1902 2532 mm 2464 mm 2176 mm 2270 mm
A
patament 3430 3300 mm 3498 mm 3400
m 3300 mm
Ecartament 1630 1804 1925 1904 1600
Putere max.. 65kW
3800 rpm 103kW/
3500 rpm 84kW/
3500 rpm 140kW/
3500 rpm 68 kW
3000 rpm
Cuplu max . 240Nm/
2400 rpm 350Nm/
2000 rpm 325Nm/
2000 rpm 340Nm/
1750 -2500 rp m 314 Nm /
2000 rpm
Masa proprie 2770 kg 1750 kg 1854 kg 2014 kg 1748kg
Pneuri 205/65
R16 215/65
R16 195/75 R16C 215/65 R16C 195/75
R16
Viteza max. 145 Km/h 160 Km/h 145 Km/h 153 Km/h 145 Km/h
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 18
2.3. Adoptarea dimensiunilor constructive
2.3.1. Dimensiunile de gabarit
Autovehiculele destinate pentru transportu l de persoane se numesc autoturisme, când
au o capacitate de maxim opt locuri, autobuze când au capacitate mai mare de opt locuri și
automobile de performanță când se urmărește realizarea unor performanțe.
Amenajarea generală a autovehiculului de proiect at se adoptă în urma studiului
soluțiilor similare de organizare generală a altor autoturisme și al datelor impuse prin tema
de proiectare .
Având în vedere aceste concluzii , cunoscând datele impuse prin tema de proiect și
urmărind tendințele actuale din construcția de automobile am adoptat principalele
dimensiuni geometrice și de masă pentru o autoutilitară 2×4, 3 locuri, viteză maximă
135km/h și greutatea totală G = 2900 daN.
Principalii parametrii ce definesc construcția unui autovehicul sunt :
– dimensi unile principale și capacitatea de trecere,
– greutatea,
– capacitatea de încărcare,
– razele roților.
Am adoptat următoarele dimensiuni în concordanță cu literatura de specialitate :
– lungimea totală – 5223 mm, A=5223
– ampatament – 3430 mm, L=3430
– consola fata -783m m,l=783
– consola spate – 1010 mm, l=1010
– lățimea totală cu oglinzi – 2237 mm,
– lățime totală fără oglinzi – 1906 mm,
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE D IPLOM Ă 19
– ecartament față – 1630 mm, B1
– ecartament spate – 1630 mm, B2
– lățime ramă șasiu – 1396 mm, D
– înălțime totală – 1956 mm,H
– înălțimea suprafeței de încărcare – 560 mm,
– garda la sol față – 146 mm,
– garda la sol spate – 151 mm
– volumul util – 5,68 m3,
– masa proprie autoutilitară – 1920 kg,
– masa totală pe axa față – 965,50 kg,
– masa totală pe axa spate – 1072,50 kg,
– masa maximă admisă pe axa față – 1327,50 kg,
– masa maximă admisă pe axa spate – 1450 kg,
– masa totala admisă – 2900 kg,
– dimensiune anvelope – 215/75 R 16 R .
2.3.2. Greutatea autoutilitarei .
Greutatea autovehiculului este un parametru important la proiectare și reprezintă suma
greutății tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia precum și greutatea
încărcăturii. În cazul automob ilelor metoda recomandată pentru alegerea greutății proprii
constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându -se în vedere
tendințele de dezvoltare care vizează utilizarea unor soluții constructive și materiale cu mase
proprii r eduse, astfel că se cr eează premiz a reducerii maselor proprii.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 20
Astfel în urma studiului soluțiilor simi lare masa proprie a autoutilitarei de proiectat se
adoptă: G0 = 1920 [daN]
Greutatea totală a autoutilitarei ( G ) face parte din parametri generali și reprezintă
suma dintre greutatea utilă ( G u ) și greutatea proprie ( G 0 ).
Prin tema de proiectat greutatea totala a autoutilitarei este : G = 2900 [daN].
Greutatea totală se ob ține prin însumarea celor două greutați
[daN] 2900 ) n·G (G G G G G p m 0 u 0
Gp reprezintă greutatea unei persoane și se consideră G p = 75 [daN] iar n reprezintă
numarul maxim de persoane autorizat în autoutilitară : n = 3
[daN] 755 225 – 1920- 2900 Gm
Poziția centrului de greutate și încărcarea pe punți se determină cunoscând valorile
medii ale coordonatelor centrului de greutate raportate la ampatamentul L. Cunoscându -se
rapoart ele a/L, b/L, se pot determina încărcările pe puntea față și pe puntea spate astfel :
5,0La
45,0Lb
G1 – greutatea pe axa față
50,965 45,0 2145LbG G1 [daN]
G2 – greutatea pe axa spate
50, 107250,0 2145LaG G2 [daN]
Sarcina maximă pe punți se calculează cu valuarea greutații totale a aututilitarei :
G1 – greutatea pe axa față
50, 132745,0 2900LbG G1 [daN]
G2 – greutatea pe axa spate
00, 145050,0 2900LaG G2 [daN]
2.3.3. Adoptarea pneurilor
Pneurile se aleg în funcție de încărcarea maximă. Încărcările pe pneuri sunt:
75,663250, 1327
2GI1
1
[daN]
72521450
2GI2
2
[daN]
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTR IALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 21
În funcție de încărcarea maximă, 725 daN, se aleg caracteristicile pneurilor.
Tip (B -b) = 8 -16 inch
Diametrul jantei d = 16‖ , d = 16 ∙ 25,4 mm = 406,40 mm
Lățimea pneului b pneu = 8‖ , b pneu = 215 mm
Presiunea de regim – 2,5 daN/cm2
Înălțimea profilului h pneu = b pneu
75
100 = 161,25 mm
Diametrul exterior D n = 728 mm
2.3.4. Calculul razei de lucru
Raza de rulare rr este raza unei roți imaginare, nedeformabilă , care rulează fără
alunecări și patinări, având însă aceeași viteză de rotație și de translație cu a roții reale.
Mărimea razei de rulare depinde de sarcina normală pe roată, de presiunea interioară a
aerului din pneu și în special de mărimea momentului a plicat. Raza de rulare se poate
determina in funcție de raza liberă a roții r0 și de un coeficient de deformare λ .
n
0Dr 364,452
mm
r0r r 0,95 364,45 346,22
mm
r0=364,45 mm 215
Φ 406,4 161,25
Φ 728
Fig. 2.1 Dimensiunile pneului
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGIN ERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 22
2.4. Calculul de tracțiune
2.4.1. Caracteristica externă a motorului
Parametrii de funcționare ai motorului cu ardere internă si cu piston sunt exprimați c u
ajutorul caracteristicii de turație exterioară întâlnită uneori sub denumirea de caracteristică
de turație la sarcină totală.
Prin caracteristică externă se înțelege funcția de dependență a momentului motor Me, a
puterii motorului Pe, a consumului specif ic de combustibil ce și, a consumului orar de
combustibil C în funcție de turația arborelui cotit la admisia totală.
Punctele definitorii pentru curbele caracteristice sunt :
– turația minimă de funcționare stabilă a motorului la care se dezvoltă momentul
Me0 și puterea Pe0 ;
– turația de moment maxim nM maxim la care se dezvoltă momentul maxim
Memax și puterea corespunzătoare momentului maxim PeM ;
– turația de putere maxima nn la care se dezvoltă momentul Men si puterea
maxima Pen .
Intervalul de turații in ca re funcționează motorul este [ nM… nn]. Zona de turatii n < n M
se numește zona de nestabilitate , deoarece odată cu scăderea turației, datorate creșterii
sarcinii, scade și momentul motor produs, fenomen care poate determina oprirea motorului.
Zona de funcț ionare a motorului [ nM… nn] se numește zona de funcționare stabilă sau
zona de stabilitate , deoarece odată cu creșterea sarcinii și scaderea turației, momentul
motor produs crește și echilibrează momentele rezistente suplimentare. Mărimea zonei de
stabi litate este caracterizată prin coeficientul de elasticitate.
2.4.2. Determinarea analitică a caracteristicii externe a motorului
Deter minarea analitică a caracteristicilor externe se face cu ajutorul formulei prin care
curba puterii se aproximează cu o p arabolă de ordinul trei:
nnc -nnb nna P P3
ni2
ni
ni
max ei
,
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 23
unde coeficienții a, b, c, sunt determinați astfel în cât curba funcției să aproximeze cât mai
bine caracteristica externă obținută pe cale experimentală. Dacă se adoptă coeficientul de
elasticitate ke = 0,56, coeficienții a, b, c sunt:
86,00,56-120,5643
k12k4-3 a
ee
4
27,10,56-120,562
k12k2 b
ee
3
14,10,56-121
k121 c
e
38003800c -38003800b 38003800864,080 P3 2
e3800
80 Pe3800
kW
Curba momentului motor se aproximează ca o parabolă descrisă de formula :
2
ni
1
ni
1 1 en einnc – nnb a M M
maxen
ennP955 M
[daNm] ,
unde coeficienții a 1, b1, c1 sunt adoptați.
Curba consumului specific se aproximează cu o parab olă de tipul:
2
ni
2
ni
2 2 e einnc nnb – ac c
[g / kWh]
1 inf3
eQ01 3600c
[g / kWh] ,
unde coeficienții a 2, b2, c2 sunt adoptați
Qinf = 42275 Kj/Kg
1
= 0,42
Curba consumului orar se poate determina cu formula:
ei eiPc10001C
[g / kWh]
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 24
Tabelul 2. 2 Caracterisca extern ă a motorului
Nr. crt n [rot/min] Pei [kW] Mei [daN m] Cei [g / kWh] Ci [g / kWh]
1 900 20.86 12.64 352.32 7.35
2 1200 29.10 13.78 329.93 9.60
3 1500 37.53 14.71 311.08 11.68
4 1800 45.89 15.44 295.78 13.57
5 2100 53.92 15.97 284.03 15.31
6 2400 61.33 16.29 275.81 16.92
7 2700 67.87 16.40 271.15 18.40
8 3000 73.26 16.31 270.02 19.78
9 3300 77.24 16.02 272.45 21.04
10 3600 79.54 15.52 278.41 22.14
11 3700 79.88 15.31 281.19 22.46
12 3800 80.00 15.07 284.36 22.75
13 3900 79.88 14.82 287.92 23.00
14 4000 79.52 14.54 291.88 23.21
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 25
2.4.3. Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze
Stabilirea raportului de transmitere al transmisiei principale (raport de demultiplicare
obținut în afara cutiei de viteze și a cutiei de distribuție) i0 se face in condiția vitezei maxime
plecând de la relația:
maxmax
0v30r nir v
03,14 3800 0,346i30 37,5
0i
3,67
în care:
nvmax – turația corespunzătoare vitezei maxime,
rr – raza de rulare [m],
vmax – viteza maximă [m/s].
Alegerea rapoartelor de transmisie din cutia de viteze comportă următoarele etape:
– determinarea raportului de transmisie a primei trepte de viteză
– stabilirea relației după care se face împărțirea în trepte ;
– Stabilirea numărului de trepte și aflarea rapoartelor de transmitere pentru
celelalte trepte ale cutiei de viteze.
Raportul de transmitere icv1 al primei etape se calculează în funcție de panta maximă
(αmax=18°), fără cutie de distribuție(i cd=1). Acest raport de transmitere trebuie să
îndeplinească condiția: forța maximă la roată să fie mai mare decât rezistența la înaintare pe
panta maxima cara cterizată de coeficientul rezistenței totale a drumului ψ și forța la roată să
nu depășească valuarea aderenței roților motoare pe panta maximă:
max m
CV1
0 max 0 maxG r m G rii i M i i Mr m r
cd tr cd tr
Membrul stâng al inecuației este:
cv129000 0,323 0,346i 5,98164 0,9 3,67 1
323,0 sin18 cos18 015,0 sin cosfmax max max
unde f este coeficientul de rezistență la rulare, iar pentru tipul de căii de rulare – șosea
asfaltată sau betonată f = 0,015.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PRO IECT DE DIPLOM Ă 26
Greutatea aderentă se calculează :
max
m m 2 2
gG a cos 29000 1,715 0,951m G G m 15386,4L – h 3,43 0,89 0,40
N
în care : a – poziția centrului de masă față de axa față: a =
2GLG = 1,715 m
Gm-greutatea puntii motoare
Mm-coeficientul schimb arii dinamice a reactiunii la puntea motoare
L – ampatamentul [m],
G1- greutatea pe puntea față [N],
G2- greutatea pe puntea spate [N],
φ = 0,8 – coeficient de aderență pentru beton asfalt uscat, pneuri de joasă presiune,
hg = 0,89 m – înălțimea centrului de greutate
Membrul drept al inecuației are valuarea:
cv115386,46 0,8 0,346i 7,86164 0,9 3,67 1
Se recomandă icv1 = 4 … 6 și se adoptă icv1 = 5, iar pentru deplasarea pe un drum
înclinat cu 18° este nevoie de o cutie de distribuție cu raportul de transmitere icd :
max
1 0 maxGr 29000 0,346 0,323i 1,2i i M 5 3,67 164 0,9r
cd
CV tr
Se recalculează unghiul rampei maxime cu raportul de transmitere în treapta întâi
icv1=5
1 0 min
maxi i M 5 3,67 126,4 0,90,208G r 29000 0,346CV tr
r
Rezultă
max =12°
Rația geometrică se calculează cu relația:
m
M
1n 3800q 1,4n 2700
log i log 5n 1+ 1 1 4,8 5,8log q log 1,4CV
Număru l de trepte de viteze se adoptă: n = 6.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 27
Rația geometrică se recalculează:
1
1 q= i 1,43n
CV
Rapoartele de transmitere în celelalte trepte se calculează:
1
1iiqCV
CVn n
rezultând:
1i6CV ,
26i 4,191,43CV ,
3 26i 2,931,43CV ,
4 36i 2,051,43CV
,
5 46i 1,431,43CV ,
6 56i11,43CV
2.4.4. Determinarea vitezei maxime în fiecare treaptă de viteză
r max
max
0 CVirnVi30 i i
1max0,346 3800 4128,47V 6,2530 3,67 6 660,6
m/s
2max0,346 3800 4128,47V 8,9530 3,67 4,19 461,32
m/s
3max0,346 3800 4128,47V 12,8030 3,67 2,93 322,59
m/s
4max0,346 3800 4128,47V 18,3030 3,67 2,05 225,70
m/s
5max0,346 3800 4128,47V 26,2330 3,67 1,43 157,44
m/s
6max0,346 3800 4128,47V 37,5030 3,67 1 110,10
m/s
Cu aceste valori ale vitezelor pe trepte și a turațiilor de schimbare coerespunzătoare se
trasează diagrama treptelor de viteză ale autovehiculului, numită și diagrama fierastrău.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS ‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 28
2.4.5. Bilanțul de tracțiune și bilanțul de putere
Bilanțul de tracțiune reprezintă echilibrul tuturor forțelor care acționea ză asupra
autovehiculului la mișcarea rectilinie pe un drum oarecare având admisia plină a motorului
într-o treaptă oarecare a cutiei de viteze, respectiv forța totală la roată FR echilibrează suma
tuturor rezistențelor la înaintare (rezistența la rulare Rr, rezistența la urcarea pantei Rp,
rezistența aerului Ra și rezistența la demarare Rd).
Ri ri p ai diF R R R R
în care :
ei 0 cvn tr
Ri
rM i iF r
cu M ei = f(n i)
ri i
22
i 0 02 i
2
ai i
di Ri r p aR G f
f f f 3,6 v
R K S v
R F (R R R )
Pentru turația ni=2700 din treapat I de viteză conform tabelelor de viteze aceste marimi
sunt :
R2700164 3,67 6 0,9F 9393,500,346
N
r2700
22
2700 0 02 i
2
a2700
d2700R 29000 0,016185=469,35 N
f f f 3,6 v 0,016185 N
R 0,4 2,5 4,44 19,73 N
R 9393,50 (469,35 4205 19,73) 4699,42 N
Bilanțul de putere al autoutilitarei reprezintă echilibrul dintre puterea la roată PR și
suma puterilor necesare învingerii rezistețelor la înaintare (putere a disipată la rulare Pr,
puterea consumată datorită rezistenței la demarare Pd, puterea necesară învingerii rezistenței
la urcarea pantei Pp și puterea pentru învingerea rezistenței aerului Pa) într -o treaptă
oarecare a cutiei de viteze.
Pentru turația ni cuprinsă în intervalul de calcul [n min…n max] avem :
Ri ri p ai diP P P P P
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 29
R R i
ri i
3
ai i
di Ri r p aP F v
P G f v
P K A v
P P (R R R )
Pentru turația ni=2700 din treapta a II -a de viteză conform tabelelor de viteze aceste
marimi sunt :
R2700
r2700
3
a2700
d2700P 6559,80 6,36 41725,04 W
P 29000 0.016263 6,36 2999,86 W
P 0,4 2,5 6,36 257,35 W
P 41725.04 (2999,86 38367,88 257,35) 99,9 6 W
2.4.6. Caracteristica forței la roată și caracteristica de putere la roată
Caracteristica forței la roată sau caracter istica de tracțiune reprezintă curbele de
variație ale acesteia în funcție de viteza autoutilitatrei, pentru fiecare treaptă de viteză a
cutiei de viteze, FR=f(v) .
Curba de variație a puterii la roată PR pentru fiecare treaptă a cutiei de viteze in funcție
de viteza de deplasare a autovehiculului, se numește caracteristica de putere, PR=f(v) .
Pe baza datelor din tabelele de viteze s -au trasat diagramele caracteristicii de tracțiune
și putere la roată.
2.4.7. Caracteristica dinamică
Dinamicitatea autovehicu lui este caracterizată de forța de tracțiune excedentară ce
învinge rezistențele drumului și rezistența la demarare, Fe = F R – Ra , și nu poate fi folosită
ca termen de comparație pentru autovehicule cu greutați diferite.
Aprecierea calităților dinamice s e face cu ajutorul factorului dinamic D; acesta
reprezentând forța disponibilă la roată , care poate fi folosită pentru învingerea rezistențelor
la rulare, pentru accelerare și pentru urcarea pantelor.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE IN GINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 30
Factorul dinamic este un parametru ce se calculează cu relația:
Ri aiFRDG
Pentru turația ni=2700 din treapta a III -a de viteză conform ta belelor de viteze valuarea
factorului dinamic este :
27004585,75 82,79D 0,15529000
Pe baza datelor din tabelele de viteze s -a trasat diagrama caracteristicii dinamice a
autoutilitarei .
2.4.8. Accelerația
Accelerația autoutilitatrei se poate determina cu aj utorul caracteristicii dinamice. În
ipoteza că autoutilitara se deplasează pe un drum orizontal pentru turația ni relația dintre a și
D este:
ii
i
kD f ga
Unde k reprezintă numarul treptei de viteză și δ este coeficientul de influență al mas elor in
mișcarea de rotație și se calculează cu relația:
2
k cvk1 0,05 i
rezultând pentru fiecare treaptă de viteză:
2
1 cv11 0,05 i 1 0,05 36 2,80
2
2 cv21 0,05 i 1 0,05 17,56 1,88
2
3 cv31 0,05 i 1 0,05 8,58 1,43
2
4 cv41 0,05 i 1 0,05 4,20 1,21
2
5 cv51 0,05 i 1 0,05 2,04 1,10
2
6 cv61 0,05 i 1 0,05 1 1,05
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 31
În treapta a V -a de viteză pentru ni = 2700 , v = 18,64 m/ s, accelerația este:
2700 2700
2700
4D f g 0.065 0.017422 9,8a 0,4261 .1
m/s2
Pe baza datelor din tabelele de viteze s -a trasat diagrama accelerației autoutilitarei.
2.4.9. Timpul de demarare și spațiul de demarare
Capacitatea de demarare a autovehiculului este caracteriz ată de accelerație, dar pentru
a avea termeni de apreciere mai ușor de utilizat în comparație cu alte tipuri de autovehicule
este necesară determinarea spațiului și a timpului de demarare.
Prin timp de demarare td se ințelege timpul in care autovehiculul, plecân d de pe loc
atinge 0,9 din viteza maximă. Spațiul parcurs se numește spațiu de demarare, sd.
Pentru realizarea spațiului și timpului aferent acestuia se aplica urmatoarele ipoteze
simplificatoare:
– motorul funcționează pe caracteristica externă,
– schimbarea treptelor se face instantaneu.
Pe intervale de turații vom avea:
i i 1 it t t
în care
it se numește interval de demarare și se determină
cu relația :
i-1 i
i i i-111
aat v v2
Pentru calculul spațiului de dema rare se folosesc relațiile :
di i 1s s s
în care
i i-1
iiv +vst2
Pentru turația ni=2700 în treapta V de viteză avem:
2600 2700
270011
0,434 0,426t 18,64 17,952
2700 i 1 it t t
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 40
3. CALCULUL AMBREIAJULU I
3.1. Generalități
Ambreiajul este inclus în transmisia autovehiculelor în scopul compensării
principale lor dezavantaje ale motoarelor cu ardere internă care sunt caracterizate de
imposibilitatea pornirii sub sarcină, exis tența unei zone de funcționare instabilă și mersul
uniform. Ambreiajul servește la cuplarea și decuplarea transmisiei autovehiculului de m otor.
Decuplarea este necesară la oprirea și frânarea totală a autovehiculului sau la schimbarea
treptelor de viteză, iar cuplarea este necesară la pornirea din loc și după schimbarea treptelor
de viteză. Cerințele principale impuse ambreiajelor automobile lor sunt următoarele:
– la decuplare, să izoleze rapid și complet motorul de transmisie pentru a face
posibilă schimbarea vitezelor fără șocuri;
– la cuplare, să îmbine lin motorul cu transmisia, pentru a evita pornirea bruscă
din loc a automobilulului și șoc urile în transmisia mecanică;
– în stare cuplată să asigure o îmbinare perfectă între motor și transmisie, fără
patinare;
– elementele conduse ale ambreiajului să aibă momente de inerție cât mai mici
pentru micșorarea sarcinilor dinamice în transmisie;
– să aibă o funcționare sigură și de lungă durată;
– acționarea să fie simplă și ușoară;
– regimul termic să aibă valori reduse și să permită transmiterea căldurii în
exterior, iar construcția să fie simplă și tehnologică.
3.2. D eterminarea parametrilor de bază ai a mbreiajului
3.2.1. Determinarea momentului de calcul al ambreiajului
Pentru ca ambreiajul să transmită momentul maxim dezvoltat de motor
fără să patineze, pe toată durata de funcționare chiar și după uzarea garniturii de frecare când
valoarea forței de ap ăsare a arcurilor de presiune scade este necesar ca momentul de frecare
a ambreiajului să fie mai mare decât momentul maxim al motorului. Momentul de calcul al
ambreiajului reprezintă momentul față de care se dimensionează elementele ambreiajului.
UNIVE RSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 41
Acesta se determină cu relația:
c maxMM
[daN/m]
unde :
cM – momentul de calcul al ambreiajului;
– coeficient de siguranță al ambreiajului;
maxM – momentul motor maxim.
Valoarea coeficientului maxim de siguranță
se alege conform recomandăr ilor
literaturii de specialitate în funcție de tipul ambreiajului și condițiile de exploatare ale
autovehiculului. Astfel pentru autoutilitare avem:
= 1,3…1,75.
Alegem
= 1,5
Criteriile care au stat la baza ale gerii lui
au fost:
– ambreiajul să nu patineze după uzura garniturilor
– forța la pedală să aibe valori optime astfel încât să nu suprasolicite
conducătorul auto.
c
cM 1,5 16,40
M 24,60 daN/m
3.2.2. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare
Calculul garniturilor de frecare cuprinde: determinarea dimensiunilor, calculul
presiunii specifice și verificarea la uzură.
Fig. 3. 1. Garnitura de frecare a ambreiajului
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 42
Raza exterioară a garnituri de frecare se determină cu r elația:
max
e 2MR 10
i 1 c
unde:
λ – coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului și al autovehiculului.
λ = 25…30
2cm
daN m pentru ambreiaj monodisc de autoturisme
Se alege λ = 30
2cm
daN m
i = 2 – numărul de perech i de suprafețe aflate în contact
i
eRcR
Ri – raza interioara a garniturii
Re – raza exterioara a garniturii
pentru autovehicule c = 0,55 -0,75 ; se alege c = 0,70.
Valorile superioare ale lui c corespund motoarelor ce funcționează la tura ții ridicate
deoarece alunecările dintre suprafețele de frecare sunt mai intense la periferie.
e 2
e30 16,40R 10
2 1 0,70
R 123,92 mm
Deoarece dimensiunile garniturilor de frecare sunt standardizate se adoptă conform
STAS 7793 -83 valorile superioare cele mai apropiate de cea calculată.
Ri se determină din relația
i
eRcR =>
iR = c
Re=
0,70 123,92 mm 86,75 mm
Diametrul exterior al garniturii de frecare este D e = 247,84 mm
Valuarea obținută se rotunjește la valuarea STAS a dimensiunilor garniturii de frecare
pentru ambreiaje din tabelul următor:
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 43
Tabelul 3.3. Dimensiuni STAS g arnituri de frecare
– diametrul exterior al garniturii: D e= 250 mm
– diametrul interior al garnituri: D i = 150 mm
– grosimea g =3,5 mm
Raza exterioară a garniturii de frecare:
e
e
e
eDR [mm] (3)2
250R2
R 125mm
Raza interioară a garniturii de frecare:
i
i
i
iDR [mm] (4)2
155R2
R 77,50mm
Raza medie a suprafeței de frecare se determină cu relația:
33
ei
m 22
ei
33
m 22
m
mRR2R mm 53 R R
125 77,52R3 125 77,5
R 103.107mm
R 100mm
De[mm] 150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350 380 400 420
Di[mm] 100 115 125 130 150 150
155 165 165 165 175 185 195 200 2
0 2
0
g [mm]
(grosimea
garniturii) 2,5
3,5 2,5
3,5 3,5 3,5 3,5 3,5 3,5 3,5 3,5 4,6 4,6 4,6 4,6 5,6 5,6
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FAC ULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 44
3.2.3. Determinarea forței de apăsare al arcurilor asupra discului de
presiune al ambreiajului:
Din condiția ca momentul de calcul
cM să fie egal cu momentul de frecare a
ambreiajului
aM rezultă următoarea relație:
3 max
a
fmMF 10 daNi c R
–
cF – forța de apăsare asupra discului de presiune;
–
– coeficientul de fre care dintre discurile ambreiajului; pentru frecare ferodou
fontă
= 0,25…0,35. Se adoptă
= 0,3.
–
fc – coeficient ce ține seama de frecare dintre butucul discului condus și
arborele ambreiajul ui; Pentru ambreiaje monodisc
fc = 0,90…0,95.
Se adoptă
fc =0,95
Din relația forței obținem:
3
a
a1,5 16,40F 100,3 2 0,95 100
F 418,574 daN
3.3.. Verificarea garnituri lor de frecare.
3.3.1. Verificarea presiuni i specifice dintre garniturile de frecare
Presiunea specifică între supape se determină cu relația:
5 c
22
e i m
5
22
24Mp 10i (D D ) R
4 24,60 1,5 daN mp 103,14 0,3 2 (250 mm 155 mm) 100 mm
daNp 1,975 cm
Pentru garniturile de frecare de ferodou valoarea admisă a presiuni specifice este:
2daNp 1,5…3,5 cm
Deoarece
a p < p garniturile rezistă la presiune.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 45
3.3.2. Verificarea la uzură a garniturii de frecare:
Apreciere a solicitărilor la uzură a garniturii de frecare se face utilizând lucrul mecanic
specific de frecare la patinare
SL în regimul pornirii de pe loc.
Acesta se determină cu relația:
S 2L daN mLi A' cm
unde L reprezintă lu crul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului
2
r
a 22
0r daNL 357,3 Gi i mI
unde:
–
aG =2900 – greutatea totală a autovehiculului daN;
–
rr – raza de rulare a roților motoare în metri
–
r0
r
rr 0.95 r m
r 0.95 0,364
r 0,346 m
–
0r – raza liberă a roți care se determină pe baza caracteristici anvelopei
– iI – raportul de transmitere al treptei întâi de viteză
– i0 – raportul de transmitere al transmisiei principale
– A’ – aria suprafeței de frecare;
Aria suprafe ței de frecare se calculează cu relația
2 2 2 2
ei
2 2 2
2A’ D D 10 mm4
A’ 250 155 104
A’ 302,182 mm
Lucrul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului este:
2
220,346L 357,3 29006 3,67
L 255,794 daN m
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 46
Lucrul mecanic specific de frecare la patinare este:
S
S 2255,794L2 302,182
daN mL 0,423 cm
Valoarea admisibilă a lucrului mecanic specific la patinare:
Sadm 2daN mL 0,75 cm
Deoarece
S SadmLL ambreiaju l rezistă la uzură.
3.3.3. Verificarea ambreiajului la încălzire
Încălzirea ambreiajului se produce numai în timpul patinării datorită transformării
lucrului mecanic de frecare în căldură. Verificarea la încălzire se face pentru discul cel mai
solicitat t ermic și se apreciază prin creșterea de temperatură
. În cazul ambreiajului
monodisc verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune deoarece discul condus
este izolat termic prin garniturile de frecare.
Creșterea de te mperatură se calculează cu relația:
0
pLC427 c g
unde:
–
– coeficientul care exprimă fracțiunea din lucru mecanic de frânare consumat
pentru încălzirea piesei care se verifică.
5,0 pentru discul de presi une al
ambreiajului monodisc;
– c – căldura specifică a materialului piesei care se verifică. c =0,115
0Kcal
kg C
pentru oțel și fontă
–
pg – greutatea piesei care se verifică.
Calcul greutății
pg se face în ipoteza că discul de presiune este o placă de fontă cu
secțiunea din fig. 3.2, iar marginile acestuia trebuie să le depășească pe cele ale garniturii de
frecare cu 2 -3mm
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 47
Fig. 3. 2 Discul verificat la încălzire.
ep e
ep
ep
ip i
ip
ipD D 4 6 [mm]
D 250 5
D 255 mm
D D 4 6 [mm]
D 155 5
D 150 mm
–
ph – grosimea discului de presiune în metri. Se adoptă constructiv
ph =10
310 m
1
pp
31
p
pg A h g 10 daN
g 7800 0,033 10 10 9,81 10
g 2,525 daN
–
= 7800 kg/m3 pentru fontă;
– g =9,81 m/s2 accelerația gravitațională;
– A – aria frontală a discului
2 2 6 2
ep ip
2 2 6
2A D D 10 m4
A 255 150 104
A 0,033 m
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 48
Creșterea de temperatură este:
0
00,5 255,794C427 0,7 2,525
0,169 C
Valoarea admisi bilă a creșterii de temperatură pentru o cuplare la plecarea de pe loc,
este:
Ca01 . Deoarece
a rezultă că ambreiajul rezistă la încălzire.
3.4. Calculul arcului de presiune
Arcurile de presiune ale ambreiajului sun t solicitate după un ciclu asimetric cu un
coeficient de asimetrie R = 0,8…0,9 iar numărul ciclurilor de solicitare în condițiile normale
de exploatare nu depășesc 5
1510 cicluri. Din această cauză distrugerea arcurilor de presiune
nu se produce datorită oboseli materialului.
Arcurile de presiune periferice elicoidale sunt arcuri cilindrice din sârmă trasă de oțel
carbon de calitate pentru arcuri sau oțel aliat pentru arcuri și au o caracteristică liniară.
Calculul acestora constă în deter minarea diametrului sârmei, a diametrului de înfășurare a
spirei, a numărului de spire și a lungimii arcului în stare liberă.
3.4.1. Determinarea diametrului sârmei și a diametrului de înfășurare a
spirei.
Se adoptă numărul arcurilor de presiune ca multi plu de 3 astfel încât forța de apăsare
ce revine unui arc să fie între (40
80) daN, valori pentru autoutilitare. Pentru diametrul
exterior al garniturilor de frecare între (200
280) mm se recomandă să se aleagă între (9
12) arcuri.
Se adoptă numărul de arcuri n a = 9.
Forța este necesară să dezvolte un arc este:
a
a
a
a
aFF ' daN n
418,57F'9
F ' 69,76 daN
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIM Ă
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 49
r
a
fF+FF daNc
unde: – Fr – forța datorită arcurilor care ajută la obținerea unei debreeri complete;
– cf – coeficient care ține seama de forțele de fr ecare.
Pentru ambreiaj ele monodisc c f = (0,94
0,95). Se alege c f = 0,95. Calculul se face
pentru un ambreiaj decuplat când fiecare arc dezvoltă forța F a’’
Pentru a rezulta un ambreiaj care se manevrează fară dificultate se recomandă ca la
decuplare cr eșterea forței arcului să nu depașească 15
25 % din valuarea inițială.
aa
a
aF " (0,15…0,25) F [daN]
F " 0,2 418,57
F " 83,71 daN
Diametrul sârmei arcului se determină din condiția de rezistență de torsiune a acestuia
în poziție decuplată a ambreiajului cu relația:
a
28 k F " cd mm10ta
Dcd
– D – diametrul de înfășurare al spirei arcului.
Pentru arcurile elicoidale ale ambreiajului c = 5
8 conform literaturii de specialitate.
Se adoptă c = 5,75.
– k – coeficient de corecț ie ce depinde de raportul c și se determină cu relația:
4 1 0,615k4 ( 1)
4 5 1 0,615k4 (5 1) 5
k 1,31c
cc
–
ta – rezistența admisibilă a arcului
2daN7000 cmta
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 50
Diametrul sârmei arcului :
28 1,31 83,71 5d7000 10
d 4,47 mm
Deoarece dimensiunile pentru sârma trasă din oțel pentru arcuri sunt standardizate se
adoptă conform STAS 893 -67:
d = 4 mm.
Diametrul de înfășurare a spirei arcului conform relației (22) este:
D c d mm
D 5,75 4
D 23 mm
3.4.2. Determinarea numărului de spire ale arcului de presiune:
Din expresia matematică a săgeții unui arc elicoidal din sârmă cu secțiunea circulară
rezultă relați a de calcul al numărului de spire active:
42
S 3
1G d 10n [spire]8 D k
– G – modul de elasticitate transversală al sârmei arcului;
G =800000
2daN
cm pentru oțel de arc.
–
1k – rigiditatea arcului
aa
1
f1F " F ' daNk mm
unde:
–
1f – săgeata suplimentară corespunzătoare deformării arcului la decuplarea
ambreiajului;
1 d d d2 n j n j' [mm]f
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 51
unde:
– nd – numărul de discuri conduse;
–
dj – jocul dintre o pereche de suprafețe de frecare necesar pentru decuplarea
completă a ambreiajului. j d = 0, 5
0,7 mm ambreiaj monodis c.
Se adoptă jd= 0,7 mm.
– j’– creșterea grosimii discului condus datorită elementului elastic axial
j’ =0,5
1,5mm.
Se adoptă j’ =0,8 mm.
Rezultă:
12 1 0,7 1 0,8f
12.2 mmf
Rigiditatea arcului:
1
183,71 69,76k2,2
daNk 6,34 mm
Numărul de spire active:
4 2 4 2
S 33
1
S800000 4.5 10 G d 10n 8 22,50 6,34 8 D k
n 6,5 spire
Numărul de spire trebuie să fie multiplu de 0,5 și mai mare decât 6. Deoarece spirele
de la capătul arcului nu sunt active, numărul total de spire
tS
t
tn n 2 [spire]
n 6,5 2
n 8,5 spire.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 52
3.4.3. Determinarea lungimii arcului în stare liberă:
Lungimea arcului în stare liberă se determ ină cu relația:
0 1 1L L f mm
–
1L – lungimea arcului comprimat în poziția decuplată a ambreiajului;
–
1f – săgeata arcului corespunzătoare poziției cuplate.
1L
se determină din condiția c a distanța dintre în starea comprimată a arcului să fie
js=1 mm cu relația:
1 s s S
1
1
3
as
1 42
3
1 42
1L n 2 d n 1 j [mm]
L 6,5 2 4 6,5 1 1
L 41,5 mm
8 F " D nf [mm]G d 10
8 83,71 22.50 6,5f800000 4 10
f 17,90 mm
Lungimea arcului în stare liberă:
0
0L 41,5 17,90
L 59,40 mm
Pentru a se evita flambajului arcului de presiune se recomandă ca:
0L3D .
Deoare ce
0L 59,402,80 3D 23,0 rezultă că arcul rezistă la flambaj.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 53
3.5. Determinarea lucrului mecanic nec esar debreierii:
Lucrul mecanic necesar debreierii este lucrul mecanic produs de forțele elastice la
comprimarea arcurilor de presiune cu săgeata ΔF1 și se determină cu relația:
aa
d 1 a
a
d
dF ' F '' 1L F n [daN m]2
69,76 83,71 1L 2,2 62 0,98
L 0,929 daN m
unde :
–
a – randamentul mecanismulu i de acționare;
98.0…80.0a , conform literaturii de specialitate. Alegem:
98,0a
Valorile recomandate ale lucrului mecanic necesar debreierii pentru autoturisme sunt
cuprinse între 0.5…1 daNm.
3.6.Calculul arborelui ambre iajului:
Arborele ambreiajului este supus solicitări de torsiune cu un moment egal cu
momentul de calcul al ambreiajului și solicitările de strivire si forfecare la nivelul canelurilor
de-a lungul cărora culisează discul condus.
Din condiția de rezistență la torsiune se determină diametrul interior al arborelui
ambreiajului cu relația:
2
max
i
2
i
iM 10d [ ] (38)0.2
1,5 16,40 10d 0.2 1100
d 3,34 cmtacm
unde:
–
ta – rezistența admisibilă la torsiune și are valorile:
ta =1000
1200 daN/cm2
Alegem
ta =1000 daN/cm2.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 54
Materialul din care se confecționează arborele ambreiajul ui este oțel aliat pentru
cementare 21MoCr12 conform STAS 791 -80.
Deoarece arborii canelați au dimensiuni standardizate din STAS 1770 -68 se aleg
următoarele dimensiuni:
– diametrul interior al canelurii di=28 mm,
– diametrul exterior al canelurii d e=34 mm ,
– numărul de caneluri z=6,
– lățimea canelurii b=7 mm.
Verificarea la strivire a canelurilor arborelui ambreiajului se face cu relația:
2
max
S 2
ei
2
S
S 24 M 10 daNP z l h (d d ) cm
4 1,5 16,40 10P10 3,2 0,3 (3,4 2,8)
daNP 176.724 cm
unde:
– l – lungimea butucului discului condus
Considerăm condițiile de lucru sunt condiții obișnuite de lucru astfel ca luăm lungimea
discului condus ca fiind l = de =3,2 cm.
– h – înălțimea canelurii arborelui
eiddh [ ] (40)2
3,4 2,8h2
h 0,3 cm
cm
Rezistența admisibilă la strivire pentru canelurile arborelui ambreiajului este
Psa=200…250daN/cm2. Deoarece P s<Psa rezultă că arborele rezistă la strivire.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 55
Verificarea la forfecar e se face cu relația:
2
max
2
ei
2
24 M 10 daN z l b (d d ) cm
4 1,5 16,4 10
10 3,2 0,4 (3,4 2,8)
daN132,543 cm
f
f
f
Rezistența admisibilă la forfecare este:
2daN200 300 cmfa .
Deoarece
fa f arborele rezistă la forfecare.
3.7. Calculul discurilor ambreiajului
3.7.1. Calculul elementelor de fixare și ghidare ale discului de presiune.
Discurile de presiune sunt solidare la rotație cu volantul motorului având în același
timp posibilitatea deplasării axiale. Legătura dintre acestea și volant se face prin intermediul
carcasei ambreiajului.
Carcasa ambrei ajului este prevăzută cu mai multe ferestre în care pătrund niște
reazeme prelucrate pe discul de presiune.
Elemente de fixare si ghidare ale discului de presiune din carcasa ambreiajului.
Calculul elementelor de fixare și ghidare constă în verificarea la strivire a suprafețelor
de contact dintre discul de presiune si carcasă.
Presiunea specifică se determină cu relația:
max
S 2
S
S 2M daNP R Z A cm
1,5 1640P12 6 0.8
daNP 42,70 cm
unde:
– R – raza cercului pe care sunt dispuse reazemele discului de presiune
– Z = 6 – numărul de reazeme
A – aria unei suprafețe de contact solicitate la strivire
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 56
2
2A a [cm ]
A 2 0,4
A 0.8 cm l
– l – lungimea suprafeței de co ntact
– a – grosimea carcasei ambreiajului
Se adoptă:
– a =0,4 cm
– l = 2 cm
– R =60 mm
– Z =86 reazeme
Valoarea rezistenței admisibile la strivire conform literaturii de specialitate
este:
2
saP 100 120 daN/cm .
Deoarece P s<Psa rezultă că elementele de fixare și de ghidare rezistă la strivire.
3.7.2. Calculul discului condus
3.7.2.1. Calcul niturilor de fixare a discului propriu -zis pe butucul
ambreiajului :
Niturile de fixare ale discului propriu -zis pe flanșa butucului sunt confecționate din
OL 38 și sunt solic itate la forfecare și strivire.
Verificarea niturilor la forfecare se face cu relația :
max
f 2 2
n
nnM daN d cmrz4
unde:
–
nr – raza cercului pe care sunt dispuse niturile de fixare;
Constructiv
nr = 3,5 cm.
–
nd – diametrul niturilor ;
Constructiv
nd = 0,6…1 cm. Se alege d n=0,8 cm.
–
nz – numărul de nituri .
Constructiv
nz = 3…6 nituri. Se alege z n=10 nituri.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONST ANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 57
Rezultă tensiunea la forfecare:
2
f 2
f 21,5 16,4 10 0,8654
daN163,14 cm
Valoarea rezistenței admisibile la forfecare pentru niturile de fixare
fa 2daN300 cm
Deoarece
f fa niturile rezistă la forfecare.
Verificarea niturilor la strivire se face cu relația:
max
S 2
n n n nM daNp r z d l cm
unde:
–
nl – lungimea părți i active a nitului;
Constructiv
nl = 0,2…0,4 cm. Se adoptă l n=0,4 cm.
Rezultă presiunea de strivire:
2
S
S 21,5 16,4 10p 6 5 0,8 0,4
daNp 256,25 cm
Valoarea rezistenței admisibile la strivire pentru niturile de fixare este
S 2daNp 800 900 cm
.
Deoarece
sa sp p niturile re zistă la strivire.
3.7.2.2. Calculul arcului elementului suplimentar:
Arcul elementului suplimentar sunt arcuri elicoidale și au rolul de a reduce rigiditatea
transformării și a amortizării șocurilor, previn apariția rezonanței la frecvențe înalte ale
oscilațiilor din torsiune din transmisie.
Condiția pentru a funcționa corespunzător a elementului elastic suplimentar este
ca momentul de torsiune necesar pentru comprimarea acestora până la opritori să fie egal cu
momentul produs de forța de aderență a roț ilor motoare pe un drum uscat cu coeficientul de
aderență
8.0 , redus la arborele ambreiajului în treapta I de viteză.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICU LE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 58
Secțiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice.
1-volant; 2 -disc ambreiaj; 3 -placă d e presiune; 4,5 – ax; 6 -pârghie de debreiere; 7 -manșon;
8-rulment de presiune; 9 -arcuri periferice; 10 -garnitură termoizolantă; 11 -carcasă; 12 -orificii
practicate în volant.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 59
4. CALCULUL TRANSMI SIEI LONGITUDINALE
4.1 Tendințe generale în construcția de autovehicule comerciale
Transmisia longitudinală are rolul de a transmite la distanță momentul motor, fă ră
amplificarea acestuia. Pentru îndeplinirea rolului său transmisia longitudinală este formată
dintr -un ansamblu de organe de mașini (articulații cardanice, arbori cardanici, suporți
intermediari, etc) constituite într -o unitate funcțională independentă.
In sectorul vehiculelor comerciale factorii decisivi care determină dezvoltarea
arborilor cardanici sunt:
– Puterea motorului;
– Momentul maxim;
– Turația maximă a motorului;
– Raportul de transmitere al transmisiei;
– Greutatea autovehiculului;
– Nivelul de zgomot p rodus de arborele cardanic;
– Protecția mediului înconjurător
Comparat cu toate categoriile de autovehicule greutățile lor, puterea și momentul
motorului se încearcă a se mari totodată încercându -se reducerea turațiilor acestuia. Datorită
nivelului de zgomot și a consumului de combustibil care trebuie reduse cât mai mult precum
și necesitatea optimizării randamentului motorului termic, tendința este de a reduce turația
motorului și de a folosi transmisii cu un număr mic de trepte, în concordanță cu scăderea
rapoartelor de transmitere.
Cerințele principale impuse transmisiei logitudinale sunt:
– să asigure sincronismul mișcării arborilor,
– să asigure compensările unghiulare și axiale necesare,
– să nu atingă turația critică corespunzătoare regimului de rezonanță,
– să asigure transmiterea energiei mecanice cu un randament cât mai ridicat,
să aibă o durabilitate mare iar întreținerea să fie cît mai puțin pretențioasă.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZ AREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 60
Parametrii principali ai arborilor cardanici sunt:
– mărimea săgeții;
– greutatea arborilor;
– viteza unghiulară maximă;
– momentul maxim
Momentul maxim ( Tcs) – este solicitarea la torsiune maximă la care poate fi supus
arborele cardanic fără a se afecta funcționarea normală a acestuia.
4.2. Caracteristici principale ale arborilor cardanici
Capacitatea de încărcare:
– transmisia de moment de torsiune static;
– rezistența la solicitări alternative sau pulsatorii.
Compor tamentul în timpul funcționării:
– se bazează pe determinarea exactă a capacității de încărcare dinamică și statică.
Comportamentul dinamic:
– reducerea momentelor de inerție masice;
– mărirea lungimii maxime fără rulment intermediar pentru o viteză dată;
– diminuarea săgeții prin reducerea greutății;
– sporirea funcționării prin reproiectarea secțiunii interioare a arborilor;
Temperatura de lucru:
– arborii cardanici sunt disponibili standard sau pentru folosirea în condiții de
temperatură variabile.
Greutatea:
– reducerea greutății la o valoare dată a momentului static și dinamic.
Modelul scurt:
– reduce lungimea de instalare în scopul folosirii de componente standardizate.
Logistica:
– este în conformitate cu standardele internaționale (ISO);
– reduce complexitatea ansa mblelor;
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 61
– folosirea secțiunilor dințate pentru asamblarea flanșelor pentru a furniza un
cost scăzut și o eficiență maximă a stocării și un număr cât mai mic de bolțuri
de fixare;
– simplificarea asamblării cu bolțuri;
– un timp cât mai scăzut pentru asamblare.
Protecția mediului înconjurător:
– reducerea zgomotului produs;
– întreținere liberă
4.3.Transmisia carda nică în detaliu
4.3.1. Elemente componente, tipul și rolul acestora, vaiante de asamblare
Articulațiile cardanice ( Fig. 4.1) trebuiesc să asigure :
– efort la torsiune marit;
– aceeasi rigiditate a componentelor.
Fig. 4.1
Crucile cardanice ( Fig. 4.2) fără întreținere:
– performanță mare, rezistență bună la solicitarea de oboseală și diametru mic de
rotație
– sistem de ungere dezvoltat folosind o unsoare specială;
– geometri e imbunătățită.
Fig. 4.2
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUT IERE PROIECT DE DIPLOM Ă 62
Articulații pentru compensare axială :
– profilul de involut redefinit asigură performanță ridicată;
– separa momentul transmis si are functia de centrare;
– manson invelit in plastic.
Fig. 4.3
Pentru a monta transmisiile cardanice la mecanisme de transmisie și osii sunt necesare
diferite tipuri de asamblǎri. Sunt disponibile urmǎtoarele tipuri de flanșe (standard ISO):
– flanșǎ cu angrenare pozitivǎ( fig.4.4) – XS (danturǎ în x), conf orm standardului
ISO 8667 referitor la flanșe pentru cutia de viteze și ISO 12667 referitor la
flanșe pentru arborii de transmisie
Fig.4.4
– Flanșǎ de fricțiune – dupǎ standardul DIN(fig. 4.5), corespunzǎtor s tandardului
ISO 7646 și dupǎ standardul SAE(fig 4.6), corespunzǎtor standardului ISO
7647
DIN
și SAE
Este preferată flanșa în X (XS) fiind utilizatǎ datoritǎ avantajelor sale
tehnice și economice. Fig. 4.5 Fig. 4.6
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 63
Flanșa cu danturǎ în x (XS) este utilizatǎ tot mai mult datoritǎ avantajelor sale tehnice și
economice și va fi preferatǎ în viitor.
Avanta jele acestui tip de flanșǎ sunt:
– angrenarea pozitivǎ a danturii,
– necesitǎ un timp mai scurt de montare,
– sistemul de fixare cu șuruburi este simplificat,
– se utilizeazǎ mai puține șuruburi,
– complexitate redusǎ a deformațiilor ( Reduced stock complexity) (= a re
planietate mai bunǎ),
– poziția de asamblare este clar definitǎ ,
– se utilizeazǎ piulițe cu blocare automatǎ.
Principalele variante și combinații de transmisii cardanice sunt:
– Transmisie cardanicǎ cu compensare axialǎ mobilă
– Tran smisie cardanicǎ fǎrǎ compensare axialǎ, cu element intermediar
– Transmisie cardanicǎ cu cuplu scurt / intermediarǎ și compensare axialǎ
Designul liniei de transmisie cardanicǎ poate varia în funcție de utilizar e, de exemplu:
– Ansamblu de arbori cu ax central de lungime fixǎ și transmisie cardanicǎ cu
compensare axialǎ,
Fig. 4.7
Fig. 4.8
Fig. 4.9
Fig. 4.10
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE R UTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 64
– Ansamblu de arbori cu compensare axialǎ și suprafațǎ de reazem centralǎ
Autoutilitara din proiect va utiliz a la transmisia cardanică un ansamblu de arbori cu
compensare axialǎ în suprafața de reazem c entralǎ / intermediarǎ(fig4.12)
Se folosesc flanșe de asamblare – model XS
Rulmenții intermediari vor fi de tip XS
Fig. 4.11
Fig. 4.12
Fig. 4.13
Fig. 4.14
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 65
4.4. Calculul arborelui cardanic
Transmisia longitudinală a autoutilitarei proiectate este sincronă (raportul de
transmitere este constant și egal cu unu), deschi să , tricarda nică.
Calculul de rezistență al transmisiei longitudinale cuprinde calculul arborilor cardanici
și al articulațiilor cardanice.
Momentul de calcul se determină în funcție de momentul maxim al motorului și
raportul de transmitere din prima treaptă a cutiei de viteze.
c max cv1
cM M i daN m
M 16,40 5,98 98,07 daN m
4.4.1. Calculul arborelui cardanic la torsiune
Eforturile unitare de torsiune se verifică în secțiunile unde modulul de rezistență polar
(W t) este minim, cu relația:
c
t 2
tM daN W cm
Pentru arborele cardani c cu secțiune tubulară, modulul de rezistență polara este:
44
tDd
W16 D
unde:
– D – diametrul exterior al arborelui , D = 50 mm = 5 cm
– d – dimetr ul interior al arborelui , d = 44 mm = 4,4 cm
44
3
t3,14 5 4,4
W 9,823 cm16 5
rezultă efortul unitar la torsiune:
t 29807 daN998,17 9,82 cm
Efortul unitar admisibil la torsiune pentru oțelurile recomandate la confecționarea
arborilor cardanici este :
2
tadm 2000 2500 daN/cm
deci :
t tadm
UNIVERSITATEA „OVIDI US‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 66
4.4.2 Verificarea arborelui cardanic la răsucire
Unghiul de răsucire exprimat în grade sexagesimale se calculează cu relația :
o c
pcd M L 180
GI
unde:
– cd – coeficient dinamic (cd = 3),
– Mc – momentul de calcul,
– L – lungimea arborelui cardanic
– G – modulul de elasticitate transversal (G = 800000 daN/cm2),
Ip – momentul de inerție polar al arborelui
44
3
p
44
3
pDd
I cm32
3,14 5 4,4
I 24,54 cm32
L = 800 mm
oo 3 9807 80 1805800000 45,76 3,14
Defomația la răsucire admisibilă este :
o
adm 78
deci:
adm < .
4.4.3. Verificarea turației critice de funcționare
În timpul funcționării transmisiei long itudinale, datorită neuniformității materialului în
lungul arborelui și inexactității de montaj, în arborii cardanici apar forțe centrifege de valori
însemnate.
Sub acțiunea acestor forțe , arborele cardanic are tendința de a intra în vibrație, fapt ce
poate provoca distrugerea acestuia.
Pentru arbori cardanici din oțel, considerând:
– E = 2,1
106 daN/cm2
= 7,8
10-3 daN/cm3
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINE RIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 67
turația critică pentru arborii ce se deplasează liber în reazem este :
22
7
cr 2
22
7
cr
crDdn 1,2 10 L
5 4,4n 1,2 10 6400
n 6300 rot/min
Turația maximă a arborelui cardanic, corespunzătoare viteze i maxime de deplasare a
automobilului nmax este:
max
cr
maxn 3800 rot / min
n 63001,65n 3800
Se recomandă
cr
maxn1,2 2,0n
4.5. Calculul articulației cardanice
Elementele articulației cardanice care se calculează sunt: furca, cru cea și rulmenții cu
role-ace
4.5.1. Calculul furcii cardanice
Furca cardanică este solicitată de forța F(ce acționează în punctul B) și este
perpendiculară pe planul furcii(fig 4.15).
Fig. 4.15
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 68
Secțiunea periculoasă A -A este solicitată la încovoiere și la ră sucire . Forța F care
solicită fiecare braț al furcii cardanice este dată de relația:
cMF daN2R
98,07F 14,01 daN2 3,5
în care:
– Mc este momentul de calcul al transmisiei longitudinale;
– R – raza me die la care acționează forța F.
– R= 35mm
Efortul unitar de înco voiere în sec țiunea A -A este:
i
2
iiM F daN W W cmil
unde:
2
3
ibhW cm6
pentru secțiunea dreptunghiulară și
2
3
ibhW cm10
pentru secțiunea eliptică.
b = 15 mm; h = 50 mm; l = 30 mm
2
3
i1,5 5W 6,25 cm6
efortul unitar de încovoiere este:
i 2
ai 21401 3 daN672,48 6,25 cm
daN1000 1200 cm
deci
i ai
Sub acțiunea forței, F brațul furcii, în secțiunea A -A, este solicitat la răsucire
t 1
t 2
ttM F daN W W cml
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚ A
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 69
unde pentru secțiunea dreptunghiulară.
Coeficientul depinde de raportul h/b (tabe lul 4.1).
Valorile coeficientului . Tabel 4.1
h3,33; 0,282b
23
tW 0,282 1,5 5 3,17 cm
t 2
ta 21401 2,5 daN1104,89 3,17 cm
daN1200 1500 cm
deci
i ai .
Furcile cardanice se execută din oțeluri cu conținut mediu de carbon, 0,35 —0,45%, sau
din oțeluri de îmbu nătățire slab aliate. După călire și re venire, duritatea furcilor variază în tre
197 … 300 HB în funcție de ti pul automobilului.
4.5.2 Calculul crucii ca rdanice
Crucea cardanică este supusă solicitări lor de încovoiere, forfecare si strivire de către
forța F1 (fig. 4.16). Forța F 1 este rezultantă a două forțe, una din partea furcii arborelui
conducă tor si alta din partea furcii arbore lui condus. Rezulta nta care acțio nează asupra
fiecărui braț al crucii cardanice se calculează cu relația:
cos1FF
unde este unghiul dintre axele arborilor .
Efortul unitar la încovoiere în secțiunea A -A, se calculează cu re lația:
11
t
i 32
t1LMhM daN 2 W 0.1 d cm
h/b 1 1,2 1,5 1,75 2 2,5 3 4 5 6 8 10
0,200 0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267 0,282 0,291 0,299 0,307 0,312
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 70
11
t
i 32
t1LFhM daN 2 W 0.1 d cm
i 3
i 211401 202 0,1 1,9
daN1725,87 cm
Se admite un efort unitar a dmisibil la încovoiere
ia ai=150
180 N/mm2.
Solicitarea la forfecare la baza fusului se determină cu relația:
f 224 F' daN d cm
în care forța F` se calculează cu relația:
c
f 2
f 2MF' 2(R 0.5h)
9807F' 2(3,5 0,5 1,6)
F' 2179,3 daN
solicitarea la forfecare
4 2179,3
3,14 1,8
daN481,82 cm
Fig. 4.16. Schema de calcul
a crucii articulației cardanice.
d1 = 19 mm
h = 16 mm ; h1 =20 mm
L = 10 mm
R = 35 mm
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 71
Se recomandă af =50
80 N/mm2.
Verificarea la strivire se face determi nând presiunea specifică pe fu sul crucii, sub
acțiunea forței F 1 cu relația:
1
as 2
as
as 2F daN d h cm
1401
1,8 1,6
daN233,5 cm
Se recomandă: sa=8
10 N/mm2 pentru bucșe din otel; sa=35
45 N/mm2 pen tru
rulmenți cu role -ace.
Crucile cardanice se execută din oțeluri aliate de cementare, elemen tul principal de
aliere fiind cromul. Cementarea se face pe o adâncime de 0,7
1,5 mm. Duritatea variază între
56 și 65 HRC
4.5.3. Calc ulul rulmenților articulației cardanice
Rulmenții utilizați la ar ticulațiile cardanice se caracterizează printr -o mișcare
oscilatorie. Capacitatea portantă dinamică a rulmenților cu role -ace se determină cu relația:
C a f K S N
în care:
– a – este un coeficient care ține seama de caracte rul rotației;
– f – coeficient ce ține seama de condițiile de încărcare și funcționare;
– K – sarcina specifică, în N/cm2;
– S – suprafața echi valentă de sprijin.
Coeficientul a, pentru rulmenții cu ace cu inel e xterior forjat, are valoarea a = 0,66, în
cazul rotației con tinue, si a = 0,6, în cazul ro tației oscilatorii.
Pentru ce lelalte tipuri de rulmenți cu ace, a = l, în cazul rotației continue, și a = 0,9, în
cazul rotației oscilatorii, în cazul sarcinii va riabile, se reco mandă f=0,7. Sarcina speci fică K
se determină în funcție de durabilitatea adoptată și de produsul n
d (n fiind tu rația, în rpm,
iar d diametrul căii de rulare, în mm).
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTA TEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 72
Valorile K corespund unei durități HRC=60. Dacă duritatea este mai redusă, atunci K
trebuie micșorat la K'= K. Coeficientul este dat în figura 4.17, în care curba 2 este valabilă
pentru rulmenții cu inel exterior forjat, iar curba l pentru ceilalți rulmenți cu ace.
Fig. 4.17. Duritatea (HRC) Fig. 4.18.
Coefi cientul de influență Coeficientul 1 de influență
a durității sarcinii specifice K. in fluență a temperaturii asupra ca pacității
dinamice portante C.
În gen eral, pentru valorile extreme ale lui d si n, valorile pen tru K se adoptă: K max=<50
N/mm2 pentru rulmenții cu inel exterior for jat și K max=<70 N/mm2 pentru restul rulmenților.
Suprafața echivalentă de sprijin se determină cu relația:
2 ldS cm100
în care l este lungimea acului rulmentului, în mm
Influența temperaturii asupra capacității portante dinamice C se ia în considerare prin
coeficientul 1 de micșorare a acesteia (C`= 1
C), conform figurii 4.18.
Capacita tea portantă statică a rulmenților cu ace se determină cu re lațiile:
– pentru rulmenții cu inel exterior forjat:
C0=0,66 K 0
S;
– pentru restul rulmenților:
C0=K 0
S,
în care:
– S este suprafața echivalentă de sprijin;
– K0=165 N/mm2 pentru rulmenții cu inel exterior forjat;
– K0= 210 N/mm2 pentru restul rulmenților cu ace.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT D E DIPLOM Ă 73
4.6. Cinematica articulațiilor Hooke
4.6.1. Articulațiile
În teoria mecanicǎ articulația cardanicǎ, numitǎ și articulația Hooke, este definitǎ ca
fiind o unitate de acționare spațialǎ sau sfericǎ cu raport de transmisie neuniform. Modul de
transmisie al acestei articulații este descris prin ecuația urmǎtoare:
211arctg tgcos
Fig. 4.19
În aceastǎ ecuație
2 reprezintǎ momentul ung hiului de rotație al axului 2. Mișcarea
arborelui conducǎtor și condus este descrisǎ în diagrama de mai jos (fig. 4.20)
Fig 4.20
Mișcarea asincronǎ și / sau non -homoci neticǎ a axului 2 este descrisǎ prin oscilarea
periodicǎ a liniei asincrone
2 în jurul liniei sincrone
1 (linia întreruptǎ).
O mǎsurǎ a neuniformitǎții este datǎ de diferența dintre unghiurile de rotaț ie
2 și
1
sau raportul de transmisie dintre vitezele unghiulare
2 și
1.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIA LĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 74
Pusǎ în ecuație, înseamnǎ:
– diferența dintre unghiurile de rotație.
k 2 1
(numitǎ și eroare cardanicǎ)
k 1 1
kmax1arctg tgcos
cos -1arctg
2 cos
– raportul de transmisie
2
22
11cosi1 sin cos
OBS:
2 = viteza unghiularǎ a arborelui condus
1 = viteza unghiularǎ a arborelui conducǎtor
4.6.2. Articulație universalǎ
Diferența unghiului de rotație
k sau eroarea cardanicǎ a unui arbore universal curbat
poate fi compensatǎ în anumite condiții de instalare cu ajutorul altui arbore universal.
Soluțiile constructive sunt urmǎtoarele:
– unghiurile de curbare ale ambilor arbori trebuie sǎ fie egale, adicǎ:
12
– existǎ douǎ posibiliǎți de montare:
– deviere în Z
Fig. 4.21
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 75
– deviere în M sau W
Fig. 4.22
– Cei doi arbori trebuie sǎ se afle în relație unghiularǎ cinematicǎ de 90 ° (
/ 2),
adicǎ furcile arborelui de legǎturǎ sǎ se afle în același plan.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 76
5. CALCULUL TRANSMISIEI P RINCIPALE
5.1. 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 tr ansmisiei 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 automob ilului;
-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, prevăzu te 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 sa u
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 vi teze 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.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACUL TATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 77
În procesul autopropulsării, din interacțiunea roților motoare cu calea de rulare, iau
naștere forțe și momente de reacțiune. Puntea are rolul d e 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 automobi lului, 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 ar ticulate.
Fig. 5.1 Punte motoare spate
Puntea din spate motoare(fig. 5.1) are rolul de a transmite momentul motor de la
transmisia longitudinală și forțele verticale de la caroseria autovehiculului, la roțile motoare.
Puntea din spate trebuie să transmită caroseriei forțele de tracțiune și forțele de frânare,
precum și momentul reactiv și momentul de frânare, care apare în momentul deplasării.
Modulul puntii spate are următoarele componente:
– braț tras (fixat de caroserie cu articulații antizgomot) ;
– bară de torsiune (stabilizator) ;
– arcuri elicoidale spate/suspensie pneumatică ;
– butucii de roată ;
– lagărele (rulmenții) de roată (incl. roțile polare pentru ABS) ;
– senzori activi ABS
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACUL TATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 78
– Amortizoarele ;
– etrierii de frână ;
– frâna de mână (integrată în carcasa discurilor de frână) ;
– diferențialul punții spate (HAG) cu suporții de lagăre și grinda stabilizator ;
– arborii planetari
5.2. Angrenajul pricipal
Transmisia principală are rolul de a mări momentul primit de la trans misia
longitudinală și de a -l transmite, prin intermediul diferențialului, la arborii planetari dispuși
sub un unghi de 90o de axa longitudinală a automobilului.
Transmisia principală e un mecanism cu roți dințate. În cazul de față transmisia
principală este simplă, la care transmiterea momentului se face printr -o singură pereche de
roți dințate.
Fig. 5.2
Transmisia principală cu angrenaj conic cu dantură curbă fig.are în comparație cu cea
dreaptă următoarele avantaje:
– funcționează mai lin;
suportă încărcături mai mari datorită măririi numărului de dinți aflați simultan în
angrenare;
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 79
– la rapoartele de transmitere egale dimensiunile de gabarit sunt de până la două
ori mai mici;
– între dinții pinionului de atac și cei ai coroanei are loc un contact progresiv,
eliminând în acest fel șocurile și diminuând zgomotele.
Calculul transmisiei principale comportă determinarea forțelor de angrenare,
dimensionarea angrenajelor, verificarea lor la uzură și oboseală, calculul a rborilor și calculul
rulmenților.
5.2.1. Determinarea forțelor de angrenare
δ r e
b r m δ
Ft Fa
γ α F i Re
Fi N R m
Forța tangențiala F t :
t
t
mMF r
t max cv1 svM M i daN m
unde:
– Mt – momentul de torsiune care acționează asupra arborelui pinionului de atac;
– rm – raza medie ; r m=2 cm
– ηsv – randamentul schimbătorului de viteze ;
icv1 – raportul de transmitere corespunză toare treptei I a cutiei de viteză ;
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 80
Pentru calcule se adoptã:
– ηcv=0,97…0,98 ( pentru prizã directã)
– ηcv=0,92…0,94 (pentru celelalte trepte)
– ηc=0,990…0,995 (transmsie longitudinalã)
– η0=0,92…0,94
sv cv c 0
sv
0,90
Momentul de torsiune:
t
tM 16,40 5,98 0,9
M 88,53 daN m
Forța tangențială este:
t
t88,53F2
F 44,26 daN
Alegerea numărului de dinți ai pinionului și al coroanei
Cu indicele "1" s -a notat pinionul ( roata conducãtoare)
Cu indicele "2" s -a notat coroana ( roata condusã)
2
00
1
12Zi ; i 3,67Z
Se adopta
Z 7 ; Z 37
Z1 = 7 dinți ; Z 2 = 37 dinți
Forța axială este dată de relația :
a t m
mtg sinF F tg cos daNcos
unde:
– α – unghiul de angrenare ( α = 20°)
– δ – jumătatea unghiului conului pinionului de atac (δ = 11°)
γm – unghiul mediu de inclinare al dintelui în planul mediu (γ m = 45°)
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUS TRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 81
a
atg 20 sin 11F 44,26 tg 45 cos 11 cos 45
F 47,70 daN
Forța radială se determină cu relația:
r t m
m
r
rtg cosF F – tg sin daNcos
tg 20 cos 11F 44,26 – tg 45 sin 11 cos 45
F 13,91 daN
Deci: F t = 4426 N ;
Fa = 4770 N ;
Fr = 1391 N
5.2.2. Calculul roților dințate conice
5.2.2.1. Dimensionarea angrenajelor
Pentru roțile cu dinți înclinați sau curbi modulul roților dințate conice se determină cu
relația:
t3med m
c ai m 1Mm 1,15 cos mm fZ
unde :
– Mt – momentul de torsiune ce acționează asupra arborelui pinionului,
Mt = 88,53 daNm ;
– γm – unghiul mediu de înclinare al dintelui în planul median al danturii;
– fc – coeficientul de formă al dintelui roții echivalente ; f c = 2,5 cm,
– ζai – rezistența admisibilă la încovoiere; ζai = 3500 daN/cm2
– ψm – coeficientul modular al lațimii danturii; ψ m = 8
– Z1 – numărul de dinți ai roții conductoare (pinionul de atac); Z 1 = 7
t3med m
c ai m 1
medMm 1,15 cos mm fZ
m 4 mm
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PRO IECT DE DIPLOM Ă 82
In cazul angrenajelor conice se standardiză modulul frontal, mf.
La roțile dințate cu dinți curbi între modulul frontal și modulul mediu, există relația:
m1
f
m1m b sinmcos Z
unde:
– b – lățimea danturii
La angrenajele conice se v a respecta condiția: b = (0,25
0,33)∙L
– L – lungimea generatoarei conului de divizare
mm
fb m 33 mm
4 56 sin 11m 6,05 mmcos 45 9
Din STAS se adoptă :
fm 6 mm
Numărul de dinți ai roții echivalente se determină cu relațiile:
1
1ech 1ech 33
1m
2
2ech 2ech 33
2m
1
1
2
21Z 7Z ; Z 20 dinticos cos cos 11 cos 45
Z 37Z ; Z 548 dinticos cos cos 79 cos 45
Z 7arctg arctg 11Z 37
90 79
Lungimea generatoarei conului de divizare
1
ff
m1
2
f 1 0b sin 3m m 5,9cos Z
L 0,5 m Z i 1
L 110 mm
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTI ERE PROIECT DE DIPLOM Ă 83
5.2.2.2. Verificarea danturii la încovoiere
Determinarea efortului unitar la încovoiere se face cu relația :
t c 1 s d
i 2
nF k k k k daN b f p k cm
unde:
– Ft – forța tangențială;
– Kc – coeficient ce ține seama de concentrările de eforturi c e au loc la baza
dintelui (k c = 1,16) ;
– f – coeficient de formă ;
– b – lățimea dintelui (b = 33 mm) ;
– pn – pasul normal: p n = m m
= 4
3,14 = 12,5 mm
– kε – coeficient de acoperire: k ε = 1,49;
– k1 – coeficient de concentrare a sarcinii pe lungimea dintelui: k 1 = 1,1;
– kd – coeficient de încărcare dinamică: k d = 1,25 ;
– ks – coeficient dimensional
m
smk 0,12525,4
i
i 2
ai
i ai4426 1,16 1,1 0,125 1,25 3,3 2,5 1,25 1,49
daN338,5 cm
2800 3500
5.2.2.3. Verificarea danturii la oboseală
Determinarea efortulu i unitar la oboseală se determină cu relația:
ia a
IN
ik
kc
unde:
ζia –efortul unitar admisibil la încovoiere în cazul aplicării unei sarcini
repetate cu un număr de cicluri N = 6∙106 ; ζ ia =2100 daN/cm2
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 84
– ka – coeficientul de anduranță (k a = 0,8) ;
– kt – coeficient de temperatură (k t = 1) ;
– c – coeficient de siguranță (c = 1,1).
In cazul roțilo r dințate cementate având o duritate a suprafeței flancurilor dinților
HRC>55 se recomandă ζia =2100 daN/cm2.
IN
IN 22100 0,8
1 1,15
daN1460 cm
Trebuie ca:
IN i
5.2.2.4. Verificarea danturii la presiunea de contact
Presiunea de contact a roților conice cu dinți curbi se verifică cu relația:
t
n
mFE 1p 0,418b' cos
b' b / cos lungimea dint elui
33b' 46 mmcos 45
unde:
– αn – unghiul de angrenare în plan normal;
– ρ – raza de curbură redusă
Pentru roțile cu dinți înclinați sau curbi, calculul razei de curbură se face cu relația:
0n 12
2
12 0m
2
6
2
2
a
aL 0,5 b i sin
i 1 cos
10,1 0,5 3,3 3,67 0,341,13
3,67 1 0,7
4426 2,1 10 1p 0, 4188 0,94 0,9
daNp 13824 cm
p 12000 15000 daN/cm
pp
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 85
Tabel 5. 1
Denumirea parametrului Notații și formule
PINION COROANĂ
Numărul de dinți Z1 = 7 dinți Z2 = 37 dinți
Unghiul de angrenare αn = 20° ; STAS 6844 -33
Lățimea danturii b = 33 mm
Unghiul de înclinare a dintelui γm = 45°
Coeficientul înălțimii capului de
referință normal f0n = 1 ; frontul f 0β = f0n∙cosγm =0,70
Coeficientul jocului de r eferință la
fund, normal, frontal W0n = 0,2 ; W 0f = W 0n∙ cosγ m= 0,14
Unghiul conului de divizare δ1 = arctg
1
2Z
Z = 11° δ2 = 90° – δ1 = 79°
Numărul de dinți al roții
echivalente Z1ech = 20 dinți Z2ech = 548 dinți
Deplasare specifică în secțiune
frontală ξf1 = -ξf2 ; ξf = 0,38
Lungimea generatoarei conului de
divizare
2
f 1 0 L 0,5 m Z i 1 =
2
f 2 0 0,5 m Z i 1 = 110 mm
Adâncimea de lucru a dinților he = 2∙ f 0f ∙mf = 2∙0,7∙6 = 8,4 mm
Jocul la fund c = W 0f ∙ m f = 0,14 ∙ 6 = 0,84
Înălțimea dintelui h1 = h 2 = h = h e + c = 8,4 + 0,84 = 9,24 mm
Înălțimea capului a1 = m f (f0f + ξf) = 6,48 mm a2 = h e – a1 = 2mm
Înălțimea piciorului b1 = h – a1 = 2,76 mm b2 = h – a2 = 7,24mm
Diametrul de divizare Dd1= Z 1 ∙mf = 9 ∙6 = 42 m m Dd2= Z 2 ∙mf = 33∙6 =
222 mm
Unghiul piciorului dintelui γ1 = arctg
1b
L = 3° γ2 = arctg
2b
L = 4°
Unghiul conului exterior δe1 = δ1 + γ1 = 14° δe2 = δ2 + γ2 = 83°
Unghiul conului interior δi1 = δ1 – γ1 = 8° δi2 = δ2 – γ2 = 75°
Diametrul de vârf De1 = Dd 1 +2a 1cosδ1 =
= 54,6mm De2 = Dd 2 +2a 2cosδ2 =
= 222,8 mm
Distanța de la vârful conului la
dantură H1 =
1
11
1Dda sin2 tg
H1 = 108,70 mm H2 =
2
22
2Dda sin2 tg
H2 = 20,20mm
Grosimea dintelui pe arcul cercului
de divizare S1= m f
n
f
mtg22 cos
= 11,8 mm; S 2=π∙ m f –S1=6
mm
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 86
5.2.3. Calculul arborilor transmisiei principale
Ft R Av
Fa R BH B A R A
rm RB
Fr
RAH
R Bv
b = 30 a = 80
c = 110
5.2.3.1. Determinarea reacțiunilor din lagăre
iA t B
t
BH
iB AH t
t
AH
iA r v a m
r a m
BVM 0 ; F c R a
Fc 4426 110R 6085,75 daNa 80
M 0 ; R a F b 0
Fb 4426 30R 1659,75 daNa 80
M 0 ; F c B a F r 0
F c F r 1391 110 4770 20R 720,1a 80
iB AV r a m
r a m
AV
22 22
B BH BV
22 22
A AH AV2 daN
M 0 ; R a F b F r 0
F b F r 1391 30 4770 20R 402,75 daNa 80
R R R 6085,75 720,12 6128,2 daN
R R R 1659,75 402,75 1707,92 daN
deci:
BH AH
BV AV
BAR 6085,75 daN R 1659, 75 daN
R 720,12 daN R 402, 75 daN
R 6128,20 daN R 1707 ,92 daN
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANI CĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 87
5.2.3.2. Calculul arborelui pinionului de atac la încovoiere și răsucire
22
it
e
i
3 33
i
22
i IV IHMM
W
d0,29 ; d 0,29 l 0,29 110 32 mm 3,2 cml
W 0,1 d 0,1 3,2 3,27 cm
M M M
Wc-modulul de rezistivitate axial
Wc=πd4/32
1 F a RAV
rm B A
Fr RBV
b = 30 a = 80
c = 110
MIVmax
Ft
RAH
RBH
MHmax
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 88
i a m
i r a m
max H t
2 2 2 2
i IV IH
t
22 22
it
e
iM 1 F r 4770 2 9540 daNcm
M A F b F r 1391 3 4770 2 5367 daNcm
M F b 4426 3 13278 daNcm
M M M 9540 5367 10946 daNcm
M 8853 daNcm
MM 10946 88534305,20 daN/cmW 3,27
2
Mt-momentul de torsiune
Mate rialul ales are următoarele caracteristici :
2
r
2
c
2 c
ai9500 daN/cm
7500 daN/cm
75005000 daN/cmc 1,5
Este necesar ca :
e ai
24305,2 5000 daN/cm
5.2.3.3. Calculul canelurilor arborelui pinionului de atac
Diametrul interior al arborelui:
t3i
atMd ; unde:0,2
ηot=M t/Wp
Wp-modulul de rezistenta polar Wp=πd3/16=0,2d3
– ηat – solicitarea admisibilă la torsiune
2
at
3i1200 daN/cm
8853d 3,33 cm0,2 1200
Din STAS se alege:
– di = 28 mm,
– De = 34 mm,
– Z = 6 caneluri,b = 7 mm
– l = 40 mm (lungimea canelurii)
– h = înălțimea canelurii
eiDd 34 28h 3 mm22
Canelurile se verifică la strivire și forfecare:
2 t
s
ei
2
as4M 4 8853p 793,28 daN / cmZ l h D d 6 4 0,3 3,4 2,8
p 600 1000 daN / cm
deci:
s aspp
2 t
f
ei
2
af4M 4 8853339,98 daN / cmZ l b D d 6 4 0,7 3,4 2,8
400 800 daN / cm
deci:
f af
5.3.4. Calculul rulmenților
Durata de funcționare în milioane de rotații:
PCDQ
unde:
– C – capacitatea de încărcare dinamică [daN]
– Q – sarcina echivalentă
– P – exponent ce depinde de tipul rulmentului :
– P = 3 (pentru rulmenți cu bile)
– P = 10/3 (pentru rulmenți cu role)
660 n DhD10
– Dh – durabilitatea
– n – turația momentului maxim
– n = 2700 rot/min
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 89
echiv r aQ X V F Y F
unde:
– X – coeficient de transformare a sarcinii locale în sarcină circumferențială
(coeficient radial) ;
– Y – coeficient de transformare a sarcinii axiale în sacină radială ;
– V – coeficient de rotație (se ia în considerare influența rotirii inelului interior
sau exterior)
Lagărul A
Rulment cu role conice.
d = 30 mm ; F r = R A = 1708 daN
D = 72 mm ; F 0A = F a/2 = 4770 / 2 = 2385 daN
B = 28,75 mm ; V = 1
C = 8300 daN ; X = 0,4
C0 = 6700 daN ; Y = 0,9
Q 0,4 1708 0,9 2385 1981,7 daN
P 3,38C 8300D 126,62 milioane de rotatiiQ 1981,7
66D 10 126,62 10Dh 781,6 ore60 n 60 2700
Din catalogul de rulmenți Dh = 500 ore
Deci Dh > Dh catalog
Lagarul B
Rulment cu role conice.
d = 35 mm ; F r = R B = 6128,20 daN
D = 80 mm ; F 0B = F a/2 = 4770 / 2 = 2385 daN
B = 32,75 mm ; V = 1
C = 9500 daN ; X = 0,4
C0 = 8400 daN ; Y = 0,9
Q 0,4 6128 0,9 2385 3597,7 daN
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 90
P 3,33C 9500D 26,62 milioane de rotatiiQ 3597,7
66D 10 26,62 10Dh 164,34 ore60 n 60 2700
Din catalogul de rulmenți Dh = 100 ore
Deci Dh > Dh catalog.
5.4. Calculul diferențialului
5.4.1 Generalități – Destinația diferențialului
La deplasarea automobilului în viraj, roata motoare exterioară parcurge un spațiu mai
mare decât roata motoare interioară virajului.
El permite ca roțile motoare ale aceleași punți să se rotească cu viteze unghiulare
diferite, dând astfel posibilitatea ca la deplasarea automobilului în viraje să parcurgă spații de
lungimi diferite.
Dacă roțile motoare ar fi montate pe același arbore deplasarea automobilului în
condițiile menționate nu este posibilă fără alunecarea și patinarea roților ceea ce conduce la
uzura rapidă a anvelopelor, la creșterea consumului de combustibil și la manevrarea mai
dificilă a direcț iei.
Pentru eliminarea acestor dezavantaje, respective pentru a da posibilitate roților motoare
să se rotească cu viteze unghiulare diferite, în funcție de condițiile de deplasare ale
automobilului, fiecare roată se va monta pe câte un arbore separate, leg ați prin intermediul
diferențialului.
În transmisia automobilelor, diferențialul poate fi dispus între roțile punții motoare,
precum și între punți la automobile cu mai multe punți motoare în scopul înlăturării
―circulației de puteri‖.
Diferențialele se cl asifică după mai multe criterii:
– După tipul angrenajelor folosite diferențialele pot fi:
cu roți dințate conice;
cu roți dințate cilindrice;
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVE HICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 91
– După principiul de funcționare diferențialele pot fi:
simple;
blocabile ;
autoblocabile.
– După valoarea momentului transmis la roțile motoare:
diferențiale simetrice;
diferențiale asimetrice.
– După locul de dispunere a d iferențialelor în transmisia automobilului pot fi:
diferențiale dispuse între roțile aceleași punți motoare;
diferențiale dispuse între punțile automobilelor cu mai multe punți motoare.
5.4.2 Părți componente ale diferențialului
Pe carcasă este fixată cor oana transmisiei principale, iar în casetă crucea pe care sunt
montați liberi sateliții. Sateliții în număr de 4 fac legătura cu pinioanele planetare montate pe
arborii planetari. Mișcarea de rotație se transmite casetei diferențialului prin transmisia
principală formată din pinionul de atac și coroană (figura 5.3.).
Fig. 5.3 Caseta diferențial
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE IN GINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 92
5.4.3. Funcționarea diferențialului
Când autovehiculul se deplasează pe linie dreaptă, deoarece drumurile descrise de cele
două roți motoare sunt egale și vitezele unghiulare ale lor vor fi aceleași. În acest caz
pinioanele planetare vor avea viteze unghiulare egale cu ale coroanei iar sateliții sunt
imobilizați (aceștia rămân în permanență angrenați) executând o mișcare de revoluție
împreună cu caseta difer ențialului(fig.5.5)
Fig 5.5
La deplasarea autovehicolului în viraj coroana transmisiei principale și caseta se vor
roti cu aceeași viteză unghiulară ca și în linie dreapta din cauză că roata e xterioara virajului
va avea de parcurs un drum mai lung decât roata interioară virajului, înseamnă că vitezele
unghiulare ale celor două pinioane planetare vor trebui să fie diferite. Acest lucru este
posibil datorită existenței sateliț ilor.
UNIVERSITATE A „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 93
Când autovehic ulul intră în viraj, roata din interiorul virajului împreună cu pinionul
planetar are o viteză unghiul ară mai mică decât roata din exteriorul virajului împreună cu
pinionul planetar.
Pentru a realiza aceste diferențe de viteze unghiulare între cele două pinioane planetare
sateliții vor căpăta o mișcare de rotație în jurul axei lor proprii care va fi cu ata t mai mare cu
cât diferența între vitezele unghiulare ale pinioanelor planetare este mai mare.
Dacă una dintre roțile motoare intră pe o porțiune alunecoasă aderența acesteia cu
drumul scade și începe să patineze. În acest caz, datorită proprietății difere nțialului la roata a
doua care are o aderență mai bună nu se poate transmite o forță de tracțiune mult mai mare
decât la roata ca re patinează forța acesteia răm ânând limitată la aderența cu drumul a roții care
patinează.
Dacă forța de tracțiune la roata ca re patinează este egală cu zero, atunci roata a doua se
oprește în timp ce prima se rotește cu o turație de două ori mai mare și automobilul nu se mai
poate deplasa. Din această cauză la automobilele special destinate exploatării în condiții grele
de lucru se folosesc diferențiale care se blochează.
5.4.4. Cinematica și dinamica diferențialului.
5.4.4.1. Cinematica diferențialului
ω3 3
ω4 4
2 5 V A
Z4 6 ω4
O Z 2 O’ A B
ω1 Z5 ω6
1 VB
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 94
1. arbore planetar ;
2. pinion planetar ;
3. carcasa diferențialului ;
4. sateliți ;
5. pinion planetar ;
6. arbore planetar
În cacasa 3 a diferențialului, ce primește mișcarea de rotație de la transmisia
principală, sunt montați sateliții 4. Sateliții sunt simultan angrnaț i cu pinioanele planetare 5
și 2, solidarizate la rotație cu arborii 1 și 6, ce transmit mișcarea la roțile motoare.
Notații:
– ω1 și ω 6 – vitezele unghiulare ale arborilor 1 și 6, solidari cu roțile planetare 2
și 5;
– ω3 – viteza unghiulară a carcasei 3;
– ω4 – viteza unghiulară a sateliților 4;
– r2, r5, r6 – razele medii ale cercurilor de divizare ale roților 2, 5 și 6.
Viraj spre dreapta.
ω1 > ω6 > 0
Pentru a stabili o legatură cinematică între vitezele unghiulare ale elementelor
componente se presupune că întreg ansamblul se rotește în jurul axei OO’ cu viteza
unghiulară ω3 (oprire imaginară a carcasei 3 a diferențialului).
Din condiția de egalitate a vitezelor tangențiale dintre pinionul planetar 1 și satelitul 4
în punctul A, și dintre pinionul planetar 5 și satelitul 4 în punctul B se poate scrie:
1 3 2 4 4 A
6 3 5 4 4 B
AB
1 3 2 6 3 5
25r r V
r r V
VV
rr
rr
Deci :
1 6 3 4 20
Rezultă că la deplasarea rectilinie sateliții nu se rotesc iar vitezele unghiulare al roților
sunt egale cu viteza unghiulară a carcasei .
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 95
Dacă se blochează carcasa diferențialului ( ω3 = 0) se obține ω1 = – ω6 , adică roțile se
vor roti cu vit eze unghiulare egale, dar de sensuri contrare. În practică situația poate apărea
în timpul deplasării automobilului pe drum cu aderență scăzută, la acționarea bruscă a frânei
montată pe transmisia longitudinală.
Dacă se frânează una din roți până la oprire (ω1 = 0), din relația:
1 6 3 2
se obține pentru cealaltă roată o viteză unghiulară de două ori mai mare decît cea a carcasei.
632
În practică situația poate apărea când una din roțile automobilului se găsește pe un
teren alunecos iar forța de tracțiune dezvoltată la roată este mai mare decât forța de aderență,
iar cealaltă se găsește pe teren cu aderență suficientă. În acest caz roata cu aderență se va
bloca iar cealaltă se va roti de două ori mai repede .
5.4.4. 2. Dinamica diferențialului
La deplasarea uniformă și stabilă:
1 6 3M M M
unde :
– M1 și M6 – sunt momentele transmise arborilor 1 și 6;
– M3 – momentul transmis carcasei 3 a diferențialului.
Neglijând pierderile prin frecare dintre elementele diferențialului, momentul ce se
transmite de la transmisia principlală la carcasa diferențialului se împarte în părți egale între
cei doi arbori ai transmisiei la roțile motoare:
3
16MMM2
În realitate datorită pierderilor prin frecare m omentele transmise arborilor 1 și 6 nu vor
fi egale. Pentru a determina momentele transmise la cei doi arbori planetari, ținând cont
momentul de frecare Mf din diferențial, se scrie bilanțul de putere al diferențialului:
1 6 3 fP P P P
În ace astă relație se înlocuiesc puterile prin produsul dintre momentele și vitezele
unghiulare corespunzătoare se obține:
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 96
P=M ∙w , P=F∙X
1 1 6 6 3 3 f 1 6M M M M ( )
Ținând cont de relația :
1 6 3 2
și grupând convenabil termenii se obține :
33
1 1 f 6 6 f
1
6
33
1 f 6 f
33
1 f 6 fMMM M M M 022
0
0
MMM M 0 ; M M 0 22
MMM M ; M M22
Se observă că momentele transmise celor doi arbori ai tran smisiei la roțile motoare
sunt inegale diferența dintre ele fiind cu atît mai mare cu cât momentul de frecare al
diferențialului este mai mare . În viraj roata exterioară primește un moment mai mic decât
cea interioară.
Făcând raportul supraunitar dintre momentele de torsiune transmise arborilor
transmisiilor la roțile motoare se obține coeficientul de blocare al diferențialului:
63
1 6 1
3
16
63MM sau M 1 M M
MMM2
Deci M M1
La diferențialele conice simple, datorită frecărilor dintre sateliți și carcasă și frecarilor
din an grenare, coeficientul de blocare λ = 1,15
1,20.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 97
5.4.5. Calculul elementelor geometrice ale pinioanelor planetare și a
sateliților
Pinioanele planetare și sateliții sunt roți dințate conice cu dinți drepți.
Se adopta numarul de dinți:
– Z1 – numărul de dinți ale pinioanelor planetare – z1 = 16 dinți
– Z2 – numărul de dinți ai sateliților – z2 = 10 dinți.
Raportul de transmitere este:
2
1z 10i 0,625z 16
i 0,62
Determinarea modulului:
t
e ai m 1Mm 1,26 cmyz
unde:
– Mt – momentul de torsiune
t max cv1 sv
tM M i 1 6,40 6 0,9 88,56 daNm
M 88,56 daNm
– ye = 0,3
– ψm = 8
– z1 = 16
– ζai = 3500 daN/cm2
8856m 1,26 0,3 3500 8 16
m 0,32 cm 3,2 mm
Din STAS se alege mod ul m 3 mm
Pasul: p = m
π = 3
3,14 = 9,42
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTO VEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 98
Semiunghiul conului de divizare:
1
1
2
o
11
o
1
o o o o
21
o
2z1 16tg d 1,6i z 10
tg d 1,6 ; d arctg1,6 58
d 58
d 90 d 90 58 32
d 32
Diametrul de divizare:
11
22Dd m z 4 16 64 mm
Dd m z 4 10 40 mm
Lungimea generatoarei:
12
12Dd DdL2 sin d 2 sin d
40 40L2 sin d2 2 sin 32
L 37,70mm
Unghiul capului de divizare(γ ed):
edadtgL
ad – înălțimea capului dintelui – ad = 3mm
ed
o
edad 3tg 0,079L 37,7
4 32'
Toate elementele geometrice ale pinioanelor planetare și ale sateliților sunt trecute în
tabelul 5.2:
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 99
Tabelul 5.2 Elementele geometrice pinioane planetere și sateliți
Denumirea Simbol Pinion planetar Satelit
Numărul de dinți z1 , z2 z1 = 16 z2 = 10
Modul m 3 3
Pasul p p = m∙π = 9,42 mm
Semiunghiul conului de
divizare
d
1
1
2
o
1z1 16tg d 1,6i z 10
d 58
o
21
o
2d 90 d
d 32
Diametrul de divizare Dd
11
1Dd m z 4 16
Dd 64mm
22
2Dd m z 4 10
Dd 40mm
Înălțimea capului dintelui ad ad = 1
m ad = 3mm
Înălțimea piciorului dintelui bd bd = 1,25
m ; bd =1,25
3 = 3,75 mm
Înălțimea dintelui h h = ad + bd = 2,25
m = 6,75
Lungimea generatoarei L
12
12Dd DdL ; L 37,70mm2 sin d 2 sin d
Unghiul capului de divizare γad
o
ed edad 3tg 0,079 ; 4 32' L 37,7
Unghiul piciorului de
divizare γid
o
id idbd 3,75tg 0,099 ; 5 40' L 37,7
Unghiul conului de vârf δc
1 1 ed
o o ocd
58 4 32' 62 32'
2 1 ed
o o ocd
32 4 32' 36 32'
Unghiul conului de fund δi
1 1 id
o o ocd
58 5 40' 52 20'
2 2 id
o o ocd
32 5 40' 26 20'
Diametrul de vârf De
11
1
1De Dd 2 a d
cos d
De 67,18 mm
22
2De Dd 2 a d
cos d
De 45 mm
Diametrul de fund Di
11
1
1Di Dd 2 b d
cos d
De 60,02 mm
22
2
2Di Dd 2 b d
cos d
De 33,60 mm
Rmdd1
h2
h1
dR1UNIVERSITATEA „OVIDIUS ‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 100
5.4.6. Calculul de rezistență al diferențialului
Fr
Fa
Fr Fr
Ft Ft
Calculul de rezistență al diferențialului cuprinde calculul pinioanelor planetare,
calculul sateliților și a axului sateliților.
Calculul pinioanelor planetare și al sateliților este identic cu calculul transmisiei
principale, cu deosebirea că forța tangențială care solicită dinți i pinioanelor diferențialului
este dată de relația:
max cv1 0 t
t
mM i iFn ' R 1
unde:
– Mmax – momentul maxim al motorului;
– icv1 – raportul de transmitere al treptei I -a a cutiei de viteze – icv1 =5.98;
– i0 – raportul de transmitere al reductorului central(tr ansmisia principală);
– η’ – randamentul schimbătorului de viteze și al transmisiei principale –
η’ = 0,90;
– λ – coeficient de blocare al diferențialului – λ = 1;
– n’ – numărul sateliților diferențialului – n = 2;
Rm – raza medie a cercului de divizare;
UNIVE RSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 101
mDd1 64R 32mm22
Forța tangențială este :
t
t1640 5,98 3,67 0,9 1F2 32 2
F 253,01 daN
Asupra danturii unui sateli t pe lângă forța tangențială Ft va mai acționa o forță axială și
una radială.
atF F tg sin
α = unghiul de angrenare ;
δ = semiunghiul conului de divizare al satelitului.
oo
a
a
rt
o
r
rF 2530 tg20 sin 32
F 481,81 daN
F F tg cos
F 2530 tg20 cos32
F 780,73 daN
5.4.6.1. Verificarea danturii la înco voiere
t c 1 s d
i
nF K K K K
b p y K
unde:
– Kc = 1,16 ;
– K1 = 1,1 ;
– Ks =0,125 ;
– Kd =1,25 ;
– b – lațimea dintelui – b = 8 ∙ m = 8 ∙ 3 = 24 mm;
– pn – m ∙ π = 3 ∙ 3,14 = 9,42;
– y = 0,3;
– Kε = 1,49.
i
2
i2530 1,16 1,1 0,125 1,25
2,4 0,9 0,3 1,49
522,44 daN / cm
2
ai
i ai3500daN / cm
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 102
5.4.6.2. Verificarea danturii la oboseală
ai a
in
tK
Kc
unde:
– ζia = 2100 daN/cm2;
– Ka =0,8;
– Kt =1;
– c = 1,1.
in
2
in2100 0,8
1 1,1
1527,2 daN / cm
Este necesar ca:
i in
2522,44 1527,2 daN / cm
5.4.6.3. Verificarea danturii la presiunea de contact
Verificarea danturii la presiunea de contact se face cu ajutorul formulei:
tFE 1p 0,418b cos
unde:
– Ft = 2530 daN
– b = 15 mm
– ρ – raza de curbură
0 12
2
1 2 0
0
22
0L 0,5 i sin
i1
L 0,5 i sin 3,77 0,5 3,67 sin 20
i 1 3,67 1
0,28
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 103
62
6
2E 2,1 10 daN / cm
2530 2,1 10 1p 0,4181,5 cos 20 0,18
p 6049 daN / cm
pa = 12000
15000 daN/cm2
p < p a
5.4.6.4. Verificarea axului sat elitului
Axul satelitului este solicitat la forfecare și la strivire. Solicitarea axului la forfecare se
datorază acțiunii forței F dată de relația:
max cv1 0 t
mM i iFn ' R
1640 5,98 3,67 0,9F2 19,65
F 824,25 daN
Efortul unitar la forfecare va fi:
f 2
f 2
2
f
2
af4F
d
4 824,25262,53,14 2
262,5 daN / cm
1 000 daN / cm
Deci:
f af
Axul sateliților este solicitat și la strivire pe porțiunea corespunzătoare butucului
satelitului și casetei diferențialului.
Presiunea specifică dintre butucul satelitului și ax este data de relația:
sb 2F daNp d h cm
– h – lungimea butucului satelitului
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIER E PROIECT DE DIPLOM Ă 104
sb
2
sb824,25p 2 2,3
p 180,20 daN / cm
2
sba
sb sbap 400 800 daN / cm
p p
Presiunea specifică dintre axul sateliților și caseta diferențialului se calculează cu
relația :
max cv1 0 t
se
2 1 2M i i F'pd h R n ' d h
– h2 – grosimea peretelui casetei în porțiunea de contact cu axul sateliților.
se
2
se
2
sea se sea1640 5,98 3,67 0,9p 903,825,6 2 1,6 2
p 903,82 daN / cm
p 1000 daN / cm p p
Tot la strivire se calculează și suprafața de contact dintre satelit și caseta
diferențialului datorită forței axiale Fa’ care acționează asupra fiecărui sa telit. Forța axială
Fa’ se determină ținând cont că un satelit angrenează simultan cu cele doauă pinioane
planetare.
' max cv1 0 t
a
m
'
a
'
aM i iFn ' R
1640 5,98 3,67 0,9F2 30
F 539,88 daN
Presiunea specific ă intre satelit și caseta diferențialului este dată de relația:
'
a
22
1
22
2
2
a4Fps
dd
4 539,88ps
4,5 2
ps 42,33 daN / cm
ps 1000 1 200 daN / cm
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 105
6. CALCULUL DE FRÂNARE AL AUTOUTILITAREI
În procesul de frânare mișcarea autoutilitarei este decelerat ă ca urmare a acțiunii forței
de frânare generată la comandă de catre conducător prin intermediul unui sistem dedicat ce
intră în alcătuirea constructivă a autovehiculului.
Frânarea este procesul prin care, controlat, se reduce parțial sau total viteza
autoutilitarei. În timpul frânării o parte din energia cinetică acumulată de automobil se
consumă pentru învingerea rezistenței la rulare și a rezistenței aerului, iar restul se transformă
în caldură prin frecare în sisteml ce asigură încetinirea ansamblului rutier.
6.1. Decelerația maximă
Decelerația maximă se calculează astfel:
– frânarea are loc pe toate roțile
2
2 i
FSk A vaf g f m / sG
unde:
– θ = 0,8 – asfalt uscat (a.us.);
– f = 0,015 – asfalt uscat ;
– k = 0, 43;
– A = 2,5 [m2];
– G = 29000 N
Pentru v = 3 m/s și rulare pe asfalt uscat (a.us) accelerația de frânare este :
2
FS
2
FS0,43 2,5 3af 10 0,015 0,829000
af 8,153 m / s
Pentru v = 3 m/s și rulare pe zăpadă bătătorită, accelerația de frânare este:
– θ = 0, 25 – zăpadă bătătorită (z.b.);
– f = 0,0 5 – zăpadă bătătorită;
2
FSaf 2,503 m / s
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 106
Frânarea pe roțile punții față .
Frânarea pe roțile punții față este dată de relația:
2
2 i
F
Gb
k A v Laf g m / sh G1L
– θ = 0,8 – asfalt uscat
– b/L = 0,25 m
– hG/L = 0,37 m
Pentru viteza v = 14 m/s și rulare pe asfalt uscat, accelerația de frânare este:
2
F
2
F0,8 0,45 0,43 2,5 14af 10 1 0,8 0,2 29000
af 4,358 m / s
Frânarea pe roțile punții spate .
Frânarea pe roțile p unții spate este dată de relația:
2
2 i
F
Ga
k A v Laf g m / sh G1L
– a/L = 0,55 m
Pentru viteza v = 10 m/s și rulare pe asfalt uscat, accelerația de frânare este
2
F
2
F0,8 0,55 0,43 2,5 14af 10 1 0,8 0,2 29000
af 3,830 m / s
Relațiile pentru calculul decelerațiilor au fost obținute în ipoteza că l a toate roțile
frânate, forța de frânare dezvoltată este egală cu evaluarea permisă la aderență dintre roată și
calea de rulare.
6.2. Timpul minim de frânare
i
minvtfg
Pentru viteza v = 22 m/s și rularea pe zăpadă bătătorită, timpul minim de frânare este:
min22tf 8,8 s10 0,25
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 107
6.3. Determinarea spațiului de frânare
Spațiul de frâna re se calculează cu relația:
2
i
minv 1Sf m2 g f
Pentru viteza v = 32 m/s și rularea pe asfalt uscat, spațiul de frânare este:
2
min
min32 1Sf 2 10 0,015 0,8
Sf 62,822 m
6.4. Spațiul de oprire total
În condiții reale în procesul de frânare apare un timp supliment ar datorat factorului
uman și timpilor tehnici:
ts = (t 0 + t’1 +
1''t
2) [s]
unde:
– t0 – timp de reacție al conducătorului – 0,5 s;
– t’1 – întârzierea începerii acțiunii de frânare
(jocuri saboți, jocuri bucși…) – 0,2 s;
– t‖1 – creșterea forței de frânare
(acționare pneumatică, hidraulică) – 0,3 s.
Timpul suplimentar este:
ts = (0,5+0,2+
0,3
2 ) = 0,85 s
Timpul suplimentar introduce un spațiu suplimentar de frânare.
Ss = v i
ts [m]
Pentru viteza v = 37,5 m/s și rulare pe asfalt uscat spațiul suplimentar este:
Ss = 37,5
0,85 = 31,875 m
Spațiul de oprire va fi:
Sopr = Sf min+Ss [m]
Pentru viteza v = 3 m/s și rulare pe zăpadă bătătorită spațiul de oprire va fi:
Sopr = 1,5 + 2,55 = 4,55 m
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 108
V
[m/s] tip
drum θ f a(F+S)
[m/s2] a(F)
[m/s2] a(S)
[m/s2] tfmin
[s] Sfmin
[m] Sopr
[m] Ss
[m]
0 a.us. 0,80 0.015 8.150 4.286 3.793 0.000 0.000 0.000 0.000
0 z.b. 0.25 0.050 3.000 1.184 1.310 0.000 0.000 0.000 0.000
3 a.us. 0.80 0.015 8.153 4.289 3.796 0.375 0.552 3.102 2.550
3 z.b. 0.25 0.050 3.003 1.188 1.313 1.200 1.500 4.050 2.550
6 a.us. 0.80 0.015 8.163 4.299 3.806 0.750 2.209 7.309 5.100
6 z.b. 0.25 0.050 3.013 1.198 1.323 2.400 6.000 11.100 5.100
10 a.us. 0.80 0.015 8.187 4.323 3.830 1.250 6.135 14.635 8.500
10 z.b. 0.25 0.050 3.037 1.221 1.347 4.000 16.667 25.167 8.500
14 a.us. 0.80 0.015 8.223 4.358 3.866 1.750 12.025 23.925 11.900
14 z.b. 0.25 0.050 3.073 1.257 1.382 5.600 32.667 44.567 11.900
18 a.us. 0.80 0.015 8.270 4.406 3.913 2.250 19.877 35.177 15.300
18 z.b. 0.25 0.050 3.120 1.304 1.430 7.200 54.000 69.300 15.300
22 a.us. 0.80 0.015 8.329 4.465 3.973 2.750 29.693 48.393 18.700
22 z.b. 0.25 0.050 3.179 1.364 1.489 8.800 80.667 99.367 18.700
27 a.us. 0.80 0.015 8.420 4.556 4.063 3.375 44.724 67.674 22.950
27 z.b. 0.25 0.050 3.270 1.454 1.580 10.800 121.500 144.450 22.950
32 a.us. 0.80 0.015 8.530 4.665 4.173 4.000 62.822 90.022 27.200
32 z.b. 0.25 0.050 3.380 1.564 1.689 12.800 170.667 197.867 27.200
37,5 a.us. 0.80 0.015 8.671 4.807 4.314 4.688 86.273 118.148 31.875
37,5 z.b. 0.25 0.050 3.521 1.705 1.831 15.000 234.375 266.250 31.875
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 109
7. REȚEAUA DE CONTRO L COMPUTERIZATĂ – CONTROLLER
AREA NETWORK – CAN
7.1. Prezentare sistem
Un "sistem" cuprinde în genera l o mulțime de elemente componente ce acționează
împreună în vederea atingerii unui obiectiv comun.
Un sistem deschis este caracterizat de ieșiri care sunt funcții de intrările în sistem;
ieșirile sunt izolate de intrări și nu au nici o influentă asupra ac estora. Într-un sistem deschis,
rezultatele acțiunii trecute nu comandă acțiunea vitoare.
Un automobil este un sistem deschis, care – singur – nu se ghidează după traiectoria
parcursă la un moment anterior și nici nu dispune de un algoritm necesar a fi at ins în v iitor.
Autovehiculele rutiere sunt sisteme deschise, organizate și realizate printr -o activitate
complexă de concepție, proiectare și fabricație, ce cuprind subsisteme și elemente
componente interdependente.
Sistemul "conducător -automobil" este u n sistem cu multiple conexiuni inverse, rolul
realizării închideri buclelor de conexiune inversă (în marea lor majoritate) revenindu -i
conducătorului auto.
Complexitatea funcțiilor implementate în aceste sisteme necesită un schimb de date
între calculatoar ele montate pe autovehicul. În cazul sistemelor convenționale datele sunt
schimbate prin linii de semnal (cablaje separat e), dar numărul acestora fiind î n creștere, a
intervenit dificultatea realizării și a controlului funcționării lor, sporind complexitat ea
acestora.
Cu scopul de a învinge limitele sistemelor convenționale a fost introdus pentru
transferul de date între calculatoare un sistem de comunica ție serială, dezvoltat de Bosch,
numit Controller Area Network (CAN) fiind totodat ă și standardizat.
Sunt patru aplicații principale pentru comunicația serială la autovehicule, fiecare având
cerințe și obiective diferite:
– rețele pentru managementul motorului, transmisiei și a frânelor; rețele de
transmitere în cazul acestor rețele sunt între 85 kbit/s si 50 0 kbit/s;
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 110
– rețele pentru comunicarea sistemelor care sporesc confortul (înc ălzirea,
climatizarea, înch iderea centralizat ă, iluminarea); rețele de transmitere a datel or
sunt î n jurul valorii de 125 kbit/s ;
– rețele pentru comunicație telefon mobil, navigație, etc;
– rețele pentru diagnoză – cu rate de transmitere de 9.6 kbit/s;
Soluția pentru această problemă a fost conectarea calculatoarelor în rețea prin
intermediul unui sistem de comunicație serială. Acest sistem de comunicație presupune
îndeplinirea unor cerințe speciale pentru folosirea pe autovehicule
Prin folosirea CAN -ului, cablajul separat este înlocuit de un singur sistem de
comunicație serială care conectează toate calculatoarele. Acest fapt implică adaugarea unei
componente harware în configurația tuturor calculatoarelor, care să stabilească protocolul de
transmitere și primire a informațiilor via CAN -bus.
– CAN
Calculator
De Bord
(instrument)
CAN
Calculator
Sistem
Frânare
CAN
–––––
CAN Calculator
Motor
CAN
–––––
CAN
CAN
––––-
Calculator
Calculator
transmisie CAN
––––-
Calculator
Suspensie
active
Calculator
Iluminare
––––-
CAN
CAN
–––––
Calculator
A/C
Calculator
Încalzire
–––––
CAN
CAN
–––––
Calculator
Închidere
centralizată CAN
––––-
Calculator
Sistem
sigurantă Calculator
Închdere
centralizată
–––––
CAN
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 111
În cadrul noilor rețele sunt in cluse o serie de computere care nu mai dispun de o carcasă
proprie, fiind prezentate numai din punct de vedere software. Aceste sunt denumite computere
virtuale
Notă : Computerele virtuale nu sunt prezente ca și componente, însă pot fi selectate și
diagnost icate cu laptopul de diagnoza și se comportă precum niște calculatoare reale.
Unele din computere sunt integrate în alte calculatoare. Acestea nu sunt calculatoare
virtuale. Ele nu apar în computerul de diagnoză și nu pot fi apelate de acolo. Funcțiile
acestora, codurile de greșeala și valorile actuale apar într -un alt computer.
Tipuri de CAN -uri:
– K – Leitung – Este folosit pentru comunicarea cu laptopul de diagnoză ;
– CAN, de viteză mică – este folosit pentru CAN interior, CAN motor și pentru
CAN remorcă;
– CAN, de viteză mare – este folosit pentru:
– CAN șasiu, cutie de viteze, telematică și tachograf 250 kbit/s
– CAN autovehicul și CAN frâne 500 kbit/s
Toate cablajele și conexiunile între componentele sistemului CAN sunt din fibră optică
montată în forma inel ară, toți participanții sunt conectați pe rând și dispun de o diodă
emisie/recepție (ieșire/intrare).
Unitatea centrală (Radio, Comand) este Master -ul sistemului Bus.
Acesta face legătura cu celelalte sisteme Bus și cu aparatul de diagnoză. Fibra are o rat ă
de transmitere de 5,6 Mb/s. În acest fel este posibilă transmiterea de muzică precum și de
comenzi fără o deteriorare a calității.
Conductorul optic constă într -un conductor sintetic de lumină (miezul), un înveliș și o
membrană protectoare (portocalie).
La defectarea uneia dintre componente poate fi folosit un racord tip ștecher pasiv pentru
a închide din nou cercul.
Conductorul de unde luminoase are 2 capete de culori diferite:
– alb Intrare conductor optic (Ieșire computer comandă) ,
– roșu Ieșire conductor optic (Intrare computer comandă) .
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIE RE PROIECT DE DIPLOM Ă 112
7.2.Principiul de funcționare :
Master -ul este "administratorul" acestui sistem Bus. Componentele circuitului pot fi
diferite ca număr.
Un semnal, ce este trimis de unitatea centrală, parcurge întregul circuit. La un circuit
intact semnalul se întoarce la unitatea centrală ca o confi rmare.
Sistemul CAN -B este responsabil și pentru transferul de date în habitaclu. El leagă în
rețea diferite sisteme, care pot fi folosi te de șofer sau de însoțitor (de exemplu climatizarea,
macara geam,etc..). CAN -B funcționează cu o viteza de transfer de 83,3kBit/s
Modul
master
Modul
slave Modul
slave
Modul
slave
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 113
La CAN -B sunt racordate următoarele calculatoare:
– instrument de bord,
– radio sau COMAND ,
– compas electronic,
– computer de retractare (SRS)
– computer SAM (supraveghere electronica fața),
– computer comandă climatizare automată,
– calculatorul remorcii(dacă este cazul),
– calculatorul protecție tractare/habitaclu/antifurt și antiefracție,
– calculator mu ltifuncțional vehicule speciale (MSS),
– computer parktronic (PTS)
CAN -ul C este responsabil pentru transferul de date între următoarele calculatoare, cu
viteza de 500kBit/s :
– instrument de bord,
– calculator comandă Xenon,
– calculator recunoaștere cheie,
– modul coloană volan
– calculator Gateway central,
– computer modul schimbator electronic,
– calculator CVT (cutie viteze automată),
– calculator frânare (ESP și BAS) ,
– calculator motor (CDI sau ME) ,
– calculator servodirecție electronică (ES) .
La rețeaua optică MOST cu vi teza de lucru de 22kBit/s sunt racordate următoarele
componente :
– radio sau COMAND,
– computerul UHI (Universal Handy Interface -Interfața telefon mobil),
– magazie de CD -uri,
– amplificator pentru sistem de sunet,
– calculator de grup microfoane,
calculatorul Audio gateway
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 114
7.3. Diagnosticarea sistemelor
Pentru diagnosticarea acestor echipamente se foloseșt e STAR -DIAGNOSIS, conectat la
rețeaua de CAN -uri prin intermediul unui alt tip de CAN și anume CAN -D, acesta
funcționând cu o viteză de 500kBit/s.
Fig. 7.1
7.4. Componentele rețelei CAN
Imagine de ansamblu funcții habitaclu
OOrriieennttaarreeaa lluummiinniilloorr
ppeennttrruu ccoonnddiițțiiii ddee
ssiigguurraannțțăă llaa iinnttrraarreeaa ssii
iieessiirreeaa ddiinn îînnttuunneerriicc AAjjuuttoorr ddee ppaarrccaarree,, ccaarree aavveerrttiizzeeaazzăă nnuu
nnuummaaii vviizzuuaall,, ccii șșii aaccuussttiicc
ssiisstteemm ddee iinnttrraarree șșii ddee aauuttoorriizzaarree
aa ppoorrnniirriiii aauuttoovveehhiiccuulluulluuii VVoollaann mmuullttiiffuunnccțțiioonnaall
ccuu ffuunnccțțiiii pprriinncciippaallee ddee ccoommaannddăă
SSiisstteemm ddee ssuunneett
ssppeecciiaall aaccoorrddaatt llaa
iinntteerriioorruull mmaașșiinniiii
SSccaauunnee rreeggllaabbiillee îînn ttooaattee ddiirreeccțțiiiillee,, ccuu
aaeerr ccoonnddiițțiioonnaatt,, mmeemmoorriiee șșii ffuunnccțțiiaa ddee
mmaassaajj
DDeefflleeccttoorr șșii ppaarraassoollaarr
rreeggllaabbiill îînn ffuunnccțțiiee ddee
vviitteezzaa vvâânnttuulluuii
ȘȘtteerrggăăttooaarree ddee ppaarrbbrriizz
ccuu mmoottooaarree sseeppaarraattee,,
ccoonnttrroollaattee eelleeccttrroonniicc
Fig 7.2.
Faciculul fazei de
întâlnire stânga
Facic ulul fazei de
întâlnire dreapta Frontul de
afișare și
unitatea
de operare Comutator pentru
controlul automat
al luminilor de
drum
Unitate centrală
de control
alimentare bord
Unitate centrală
de control
electronic
Unitate centrală de
control pentru
sistemul―confort ‖
Unitate
control ușă
dreapta spate Unitate
control ușă
stânga spate Unitate
control ușă
pasager față Unitate
control ușa
șoferului
Contacte de blocare uși
spate Contacte de blocare uși
spate Lumină ambientală Senzor de lumină UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPL OMĂ 116
Funcțiile de iluminat sunt asistate și de ocupanții vehiculului, atunci când intră și se lasă
la confortul vehiculului. Iluminatul întregului interior este pornit prin intermediul
telecomenzii de control de la distanță și rămân active până la pat ru minute după ce ușile
autovehiculelor sunt deblocate.
Acestă funcție este anulată prin intermediul CDC atunci când perioada de timp
pentru această funcție a expirat, iluminatul de orientare fiind oprit. Iluminatul interior este
pornit aproape instantan eu după ce motorul a fost oprit, pentru a permite ocupanților sa iasă
din vehicul.
Dacă sistemul detectează faptul că ușile de vehicule sunt deschise și închise din nou,
iluminarea de orientare rămâne activată timp de 180 secunde după care protecția
acumulatorului intrerupe automat funcția. Iluminatul interior nu este afectat de funcția
iluminat de orientare.
Fig 7.3.
24. 0
°C MANUA
L 22.°
C MA
N AUT
O
activează
ventilația
lateral ă
activează
ventilația la
picioare
reglarea
temperaturii în
pași de 0,5 ° C
reglarea
ventilatorului
activează funcția
climatronic pentru
fiecare zonă
activează sau
dezactiveaz ă
funcția
climatronic
întrerupe afi șarea
pe display
activează ventilația
indirectă a scaunelor din
spate
Fig 7.4.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PRO IECT DE DIPLOM Ă 117
Unitatea de operare pentru sistemul climatronic
Meniul principal climatronic
Permite controlul fluxului de aer pentru șofer și pasagerul din
față, independent. Folosind tasta ―Other", se poate selecta
submeniurile di n meniul klimatronic. Acolo veți găsi funcții
suplimentare, de exemplu, oprirea celor două zone climatice
din spate și față. Setările rămân în memorie, putând fi utilizate
în ziua următoare.
Unitatea de operare climatronic spate
Oth
er MANU
AL ECO
N AUT
O MA
N 21. 0°C 21. 5°C NDR
2
Fig 7.5.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANI CĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 118
Unitatea de operare spate este o continuare a sistemului
Infotainment. Butoanele de pe acest aparat permit numai
accesul pentru controlul zonelor climatice spate (fig 7.6).
Similar cu afișarea informațiilor față și funcțiile în meniul
de operare sunt selectabile funcții cheie. Există, de asemenea,
un buton pentru a selecta intrările în meniu sau pentru a
confirma selecția. Submeniuri sau funcții speciale sunt, de
asemenea, activate prin taste funcționale, ale căror funcții se pot
schimba din meniu in meniu. În partea de jos a unității de
operare există o priza conectare căști audio.
Calculator control alarmă,
Funcție de supraveghere și detecție obiecte străine în habitaclu, conține
senzor de înclinație și senzori de mișcare în interiorul autovehiculului.
Fig 7.7. Fig 7.6.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIER E PROIECT DE DIPLOM Ă 119
Calculatorul sistemului de siguranță airbag -uri și centuri, localizare (fig. 7.9)
Calculatorul pentru supravegherea sistemului de siguranță se află în interiorul tunelului
de pe mijlocul mașinii între maneta de viteze și buzunarul de acte.
Calcula torul motorului
Poziționare pentru motor CDI
În calculatorul de motor este
încorporat un senzor pentru detectarea
presiunii absolute și un senzor pentru
detectarea temperaturii interne.
Acest calculator coordoneaza
sistemul de:
-injectie,
-control al presiunii de combustibil,
-recirculare gaze arse,
-accelerație electronica,
-autorizarea sistemului/imobilizator,
-suprav egherea filtrului de particule .
Fig 7.9. Fig 7.9.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 120
Calculator coloană volan
Fig 7.10.
Functiile volanului
Elementele de operare pentru sistemul Infotainment sunt aranjate pe partea dreapta a
volanului.
– control volum sist em audio;
– control telefon – crearea sau anularea
unei conexiuni telefonice.
– afișează display anterior sau anulează
ultima comanda;
– selecteaza valorile dintr -o listă și
apăsați pentru a confirma selecția
Butoanele dreapta servesc funcțiilor de la
unitatea electronica de control pentru coloana de direcție, gestionează schimbul de date între
unitatea de control confort CAN și functiile multimedia, ESC – oprește funcția în lucru și
deschide meniul pentru altă opțiune .
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 121
Calculatorul master de rețea ,
Are ca rol primirea și transmiterea datelor în rețea ca și rolul de interfață între rețelele de
calculatoare a le autovehiculului ca și interfață cu calculatorul tester.
Este amplasat pe partea șof erului sub instrumentul de bord și c onține și datele non –
volatile ale autovehiculului.
Fig 7.11
Calculatorul cutiei de viteze , Fig 7.12
Este localizat în cutia de viteze și
monitorizează următoarele date:
-momentul motor,
-turația motorului,
-viteza la roată,
-poziția selectorului de viteză,
-valorile actuale ale cutiei de viteze,
-temperatura uleiului din cutia de viteze,
-bloc de electroventile de
control.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 122
Calculatorul direcției a sistate
Este monat pe caseta de direcție, are ca rol asistarea la virare a autovehiculului
Unitatea de comanda montată pe caseta de direcție folosește semnalul de intrare pentru
a determina direcția de rotație și cantitatea de energie necesară actuatoru lui, cât și verificarea
permanentă a tuturor semnalelor pentru plauzibilitate.
În cazul în care se defectează o componentă a subansamblului casetei direcție,
calculatorul blochează alimentarea cu energie a acesteia, iar mesajul defectului este transmis
prin intermediul CAN -ului și afișat în instrumentul de bord
Calculatorul de frânare (fig 7.14)
Este montat în vecinătatea motorului, are ca rol frânarea, dar mai controlează și
următoarele sisteme:
– stabilitate electronică (ESP), -sistemul de antiblocare al r oților în timpul frânării
(ABS),
– asistența la frânare (BAS),
– asistență la pornire de pe loc (ASR),
Fig 7. 13
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 123
– control al presiunii roților (RDW),
– distributia electronica a forței de frânare (EBV),
– reglare cuplu motor suplimentar (MSR),
– direcție parametică,
– tempomat,
– stabilitate remorcă. Fig 7.14
Calculatorul programului de stabilitate este participant la magistala CAN sistem de
rulare și la magistrala CAN dinamică de rulare.Senzorul viteza de rotație, accelerație
transversală și longitudinală este citit prin intermediul magistralei C AN dinamică de rulare.
7.5. Funcționare program electronic de stabilitate (ESP)
Programul electronic de stabilitate (Electronic -Stability -Program)(ESP),este un sistem
de sigurantă activă, conceput pentru îmbunătățirea stabilitatii vehiculului în toate sit uațiile din
trafic. Acesta funcționează prin intermediul intervenției de frânare individuală la una sau mai
multe roți de la punte spate sau față. ESP stabilizează autovehiculul la rulare în curbe, la
frânare sau la rostogolire fără acționare și îl menține în siguranță pe banda. El completează
funcțiile sistemului anti -blocare (ABS) sistemul anti -derapare (ASR) și ale reglării cuplului
motor (MSR)
Reglarea stabilității este superioară sistemelor de reglare ABS și ASR prin
intermediul funcției sale.
În afară de intervenția activă la frânare, ESP influențează și managementul cutiei de viteze
la motor.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLO MĂ 124
ESP reglează la urmatoarele regimuri de rulare:
– la rularea în curbe (vehicul manipulat sau nu),
– la rulare în linie dreaptă (vehiculul se abate de la mers ca urmare a unor condiții
de trafic neuniform).
Avertizarea la pierderea presiunii anvelopelo r (RDW) este integrată în cadrul sistemului
calculatorului ESP. El este menit să avertizeze șoferul de pierderea presiunii din anvelope,
înainte să se ajunga la avariera pneurilor. Prin intermediul Instrumentului de Bord șoferul este
avertizat atunci când este depistata pierderea de presiune dintr -o anvelopă.
Avantaje ale ESP:
– Îmbunătățirea la pornire și accelerare, ca urmare a unei tracțiuni sporite, în
special pe o bandă carosabilă cu structura diferită și la curbe.
– Adaptare automată a cuplului motor fun ție de starea fricțiunii roților.
– Reducerea riscului de derapare în toate condițiile de pe carosabil, ca urmare a
stabilizării automate la frânare, la accelerare sau rostogolire.
– Îmbunătățirea la stabilitate pe bandă a vehiculului, la rulare în curbe, chia r pâna
la zona limită.
– Scurtare a cursei de frânare la curbe sau pe carosabil cu suprafețe netede.
– Recunoașterea pierderii de presiune la roți și avertizarea, la pierderea chiar a unei
cantități mici de aer.
– Creștere a siguranței active, cu reglaj dinamic, deoarece numai o roată care nu
este antrenată face posibil înaintarea optimă fără pierdere la ghidajul lateral.
ESP include următoarele ansambluri de sistem:
– funcționare a reglării ABS – evitarea blocării fiecărei roți, prin intermediul
reglării presiunii la frânare, la frânele de roata ale respectivelor roți.
– funcționare a reglării ASR – evitarea unei alunecări prea mari a roții antrenate la
pornire și accelerare, prin interventie la managementul motorului.
– funcționare a reglării MSR – reducerea alunecări i la frânare a roților antrenate în
regim de decelerare și astfel se obț ine o mai buna stabilitate.
– RDW – recunoașterea pierderii de presiune la roți și avertizarea în instrumentul de
bord.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANI CĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 125
Pentru setarea cuplului motor se utilizează echipamentul electronic al motorului.
Prin intermediul echipamentului electronic se efectuează o adaptare a clapetei de
accelerație și a intervalului de aprindere. Pentru calcularea reglării cuplului motor în ESP este
evaluată și treapta de viteză, comunicată de calculatorul CVT (cutie de viteze automată, fără
trepte), sau de calculatorul pentru modulul schimbătorului de vitez e electronic. În calculatorul
de gestionare al motorului este inclusă și funcția pentru pedala electronică de accelerație.
Aceste calculatoare comunică între ele prin rețeaua CAN -motor, care face posibil un schimb
rapid de date.
Se poate face distincție în tre senzorii care depistează dorința șoferului, element de
reglare clapeta de accelerație și senzori care măsoară comportamentul efectiv al
autovehiculului.
La cele din urmă sunt incluse următoarele:
– senzor de girație,
– senzor de accelerație transversală,
– senzor presiune frânare,
– senzor de turație roți.
Calculatorul frânare este informat permanent cu datele actuale referitoare la cuplu
motor, poziția pedalei de accelerație și la raportul de transmisie.
Prin intermediul senzorului de giratie sunt înregistrate forțele de frânare, forțele de
acționare și forțele laterale, care fac posibilă rotirea vehiculului în jurul centrului de greutate.
Prin intermediul acestor informații se pot calcula forțe longitudinale și laterale la roți. Dacă
aceste valori depășesc anu mite praguri de reglare, calculatorul de frână comandă respectivele
supape de reglare, pentru a regla în mod specific presiunea de frânare necesara la una sau mai
multe roți. Simultan sunt transmise/primite prin intermediul CAN -ului date care au ca scop
indicarea cuplului motor, evitarea subvirării iar calculatoarele impicate în luarea deciziilor
(CDI, CVT), intervin în fracțiuni de secunda conform unui protocol bine determinat.
Intervenția activă la frânare și reducerea cuplului motor prin intermediul ESP asigură o
stabilitate optimă a vehiculului. În acest scop se desfașoară urmatoarele proceduri:
– circuit de reglare cuplu motor de frânare ESP.
– circuit de reglare cuplu motor ESP.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTR IALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 126
– circuit de reglare cuplu motor și de frânare ESP.
– reglare a sistemului de asistență la frânare.
Circuit de reglare moment de frânare ESP
Reglare ABS
Dacă o roată prezintă tendinț a de blocare, presiunea de frânare din această frâna de roata
se reglează. Reglarea din calculatorul ESP și BAS se face prin intermediul supapelor de
reglare, în etapele de reglare necesare pentru formarea, menținerea și reducera presiunii.
Reglare ASR
Pentru frânarea roții antrenate, prin intermediul unui sistem de presiune hidraulică,
presiunea de frânare este ghidată în etrierul acesteia. În acest mod, cealaltă roată poate
transmite o forța de antrenare optimă (efect de blocare diferențial).
Circuit de r eglare cuplu motor ESP
Reglare ASR
Pentru a reduce un cuplu motor prea mare și pentru a obține astfel o tracțiune optimă,
prin intermediul CAN motor, are loc o comunicare între calculatorul de frâna și calculatorul
de motor ce duce la reducerea cuplului mo tor. În calculatorul de frână se verifică în
permanență dacă datorită adeziunii căii de rulare îmbunătățită subit, se pot suspenda funcțiile
de reglare. Așadar, cuplul motor indicat de sofer prin pedala de accelerație poate fi din nou
permis cât de repede este posibil.
Prin intermediul supapelor de reglare din unitatea hidraulică, cuplul de frânare este
reglat prin formarea, menținerea și reducerea presiunii.
Reglare MSR
Dacă la decelerare apare o alunecare a frânării la roțile de antrenare, acest lucru est e
depistat de calculatorul ESP si BAS. Semnalul este transmis prin CAN la calculatorul de
motor, care printr -o creștere a cuplului motor, reduce alunecarea la frânare și astfel este sporit
ghidajul lateral al vehiculului. Acest procedeu se efectuează fără informarea șoferului.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 127
Circuit de reglare cuplu motor și de frânare ESP
Reglare ESP
Dacă se depisteaz ă o supravirare sau o subvirare a vehiculului, prin intermediul
calculatorului ESP și BAS se efectuează o intervenție de frânare calculată la puntea față sau
spate. Această intervenție de frânare acționează intenționat pentru a combate un
comportament în t rafic nedorit. Prin intermediul unui semnal CAN transmis calculatorului de
motor se obține reducerea cuplului motor în funcție de necesar.
Reglare a sistemului de asistență la frânare
Sistemul de asistența la frânare este menit să ofere asistență la frânar e pentru șofer, la
frânarea periculoasă și cea în regim de urgență. Din viteza pedalei de frână calculatorul ESP
recunoaște faptul că este vorba despre o frânare în regim de urgență și amplifică respectiva
creștere a presiunii în sistemul de frânare cât de repede posibil.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 128
7.6. C omponentele electronice ale programului ESP
Fig 7.15
În imagine se disting legăturile tip CAN cât și reperele ce alcătuiesc rețeaua ESP :
A1 -Instrument de bord N10-calculator SAM S12-contact frânaă de mână
B24-senzor girație L6 -senzori viteză la roți N47-calculator ESP/BAS
S11-comutator lichid frână B34-senzor presiune frână F -pedala frână
S9 -comutator lumini frâne Y3-calculator cutie viteze N3-calculator motor
N49-senzor unghi direcție N80-calculator coloană volan
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 129
7.7. Circuitul hidraulic al rețelei ESP
Fig 7.16
unde:
– 1 – Calculator ESP ;
Actuatori
– 2 – Unitatea hidraulică ESP incluzând blocul de supape de comutatoare și pompa
hidraulică retu r;
Senzori
– 3 – Senzor presiune ESP montat pe unitatea hidraulică
– 4 – Senzori de turație la roți
– 5 – Senzor girație și accelerație laterală
– 6 – Senzor unghi direcție
– 7 – Comutator lampi frână
– 8 – Comutator frână de mână
– 9 – Comutator ASR
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 130
7.8. Diagrama circuitului hidraulic
Fig 7.17
unde:
– 1 – Pompa centrală frână ; – 6 – Circuit frânare 1
– 2 – Senzor presiune ; – 7 – Supape admisie
– 3 – Motor pompa ; – 8 – Supape cu funcție de limitare a presiunii
– 4 – Unitate hidraulică; – 9 – Camera de amortizare
– 5 – Circuit frânare 2. – 10 – Pompe de refulare cu aspirație autonomă
– 11 – Supape de verificare – 12-Camera de stocare
– 13 – Supape de ad misie – 14-Supape de evacuare
– 15 – Elemente frânare din roți .
–
Fig 7.18. UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 131
7.9. Exemple de fun cționare a programului ESP
Exemplul 1.
1 – Derapare punte spate (supravirare), ESP frâ nează roata dreapta față (exterioara
virajului);
2 – ESP reduce turația motorului pentru a ajuta la stabilizarea auovehiculului pe
traiectorie;
3 – Autovehiculul deviază de la traiectorie, ESP frânează roata stânga față (exterior);
4 – Autovehiculul este stabilizat pe traiectorie.
Exemplul 2
1 – În timpul frânări de urgență, șoferul brachează brusc, autovehiculul devine instabil,
2 – Autovehiculul este subvirat și ESP -ul frânează roata stânga spate, din acest moment
autovehiculul urmează traiectoria impusă de șofer.
3 – O bracare bruscă în direcție opusă cauzează deraparea părții din spate a vehiculului,
ESP frânează roata stânga față (exterioară),
4 – Autovehiculul este stabilizat pe traiectorie.
Fig 7.19.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 132
7.10 Semnale de intrare și ieșir e
Unde: .
1 – Senzori roți 9 – Stabilizator tensiune
2 – Senzor girație și accelerație laterală 10 – Microprocesor
3 – Sezor bracare volan 11 – Comanda CAN
4 – Sistemul de aprindere 12 – Comanda ieșire
5 – Senzor presiune 13 – Memorie de greșeli
6 – Contact pedală frână 14 – Alimentare cu tensiune
7 – Baterie acumulatoare
8 – Circuit intrare
15 – Alimentare supape electromagnetice și motor pompă înaltă pres iune retur
16 – Interfață diagnoză CAN. Fig 7.20.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 133
Senzorul de turație
1 – Senzor viteză
2 – Roata polară
3 – Diagramă semnal(v1>v2)
Fig 62.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 134
Senzorul de girație și de accelerație later ală
(B24/15)
a Arc
b Direcția accelerării
c Senzor de accelerație
d Elemente oscilatorii
e Direcția oscilației
Inițial, au fost doi senzori diferiți pentru detectarea girației și a accelerației laterale.
Acum sunt combinate funcțiile într -un senzor mi cromecanic integrat. Acest senzor furnizează
date importante calculatorului de ESP, referitoare la mișcările autovehiculului față de axa
laterală și cea verticală.
Deci, furnizează informații despre comportamentul real al autovehiculului. Senzorul
trimite două semnale diferite: unul pentru girație și altul pentru accelerație laterală. Dacă
autovehiculul accelerează pe axa laterală și/sau verticală, sunt activate diferite elemente
oscilatorii ale senzorului, ale căror deplasări sunt transformate în semnale c e pot fi evaluate
electric.
Diferitele feluri de mișcări ale autovehiculului precum virarea și derapajul, produc
diferite deplasări. Semnalele rezultante pot fi evaluate de calculatorul de ESP și acceleeaza
funcțiile de control.
În urma dezvoltării acestu i sistem complex de asistență la frânare, antiblocare a roților
și stabilitate electronică s -a mărit considerabil eficiența frânării după cum urmează : Fig 45.
Fig 63.
UNIVERSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITI MĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 135
Comparații ale acțiunilor de frânare.
a) Frânare insuficientă:
În timpul frănarii, șoferul nu exercită o forță suficientă asupra pedalei de frână.
b) Frânare întârziată:
În timpul frânării, șof erul exercită mai întâi o forță prea mică asupra pedalei de frână
după care mărește această forță dar prea încet.
c) FRÂNARE ASISTATĂ
UNIVRSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 136
Bibliografie
1. Poțincu, Gh., Hara, V., Tabacu, I. – Automobile, Ed. Tehnică și Pedagogică București 1981
2. Poțincu,Gh., – Dinamica autovehiculelor, vol. I și II, Atelierul de multiplicare al Universită ții din
Pitești, 1997 -1998;
3. Tabacu, I., Gh. Poțincu, ș.a. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică,
București, 1982;
4. Tabacu, I., – Transmisii mecanice pentru autoturisme, Editura Tehnică, București, 1994;
5. Crudu, I., Ștefănes cu, I., ș.a. – Atlas reductoare cu roți dințate, Editura Didactică și Pedagogică,
București 1992;
6. Frățilă Gh., Mărculescu Gh. – Sistemele de frânare ale autovehiculelor, Editura Tehnică, București
1986.
7. Alexandru P., Dudiță F. – Mecanismele direcției autov ehiculelor, Editura Tehnică, București 1986.
8. Cristea, D., – Sisteme speciale ale automobilelor și motoarelor , Editura Universității din Pitești, 1999;
9. Gh. Buzdugan si altii – culegere de probleme din REZISTENTA MATERIALELOR E.D.P. 1979
10. I. DRAGHICI – Organe de Masini PROBLEME Editura DIDACTICA SI PEDAGOGICA
BUCURESTI 1980
11. E. NEGRUS – INCERCAREA AUTOVEHICULELOR E.D.P. BUCURESTI 1983
12. M. GRAFITANU si altii – ORGANE DE MASINI Volumul II editura tehnica BUCURESTI 1983
UNIVRSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATE A DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă
UNIVRSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 138
UNIVRSITATEA „OVIDIUS‖ CONSTANȚA
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ,
INDUSTRIALĂ ȘI MARITIMĂ
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă 139
UNIVERSITATEA OVIDIUS DIN CONSTANTA
FACULTAT EA INGINERIE MECANICA INDUSTRIALA SI MARITIMA
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE IFR
PROIECTAREA UNUI AUTOVEHICUL AUTOUTILITAR
ECHIPAT CU MOTOR MAC CU MASA MAXIMA 2900 KG
SI VITEZA MAXIMA DE 135 KM/H
COORDONATOR PROIECT :
S.C. DR. ING. GRAMA ION
ABSOLVENT: TAIFAS C. CRISTIAN
CONSTANTA 2013
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOM Ă Taifas Cristian 1 A.Enuntul temei: Proiectarea unui autovehicul autoutilitar, echipat cu motor… [620084] (ID: 620084)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.