Grigore Robert Cătălin Licență Converted (1) [617060]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
DEPARTAMENTUL AUTOVEHICULE ȘI TRANSPORTURI
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMĂ
Îndrumator:
Conf. dr. ing. Dănuț Gabriel MARINESCU
Absolvent: [anonimizat]
2020
Cuprins
Cuprins ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………. 2
Lista tabelelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 4
Lista figurilor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 6
1. DINAMICA AUTOVEHICULULUI ȘI SOLUȚII SIMILARE ………………………….. ……….. 8
1.1. Soluții de autovehicule similare ………………………….. ………………………….. ………………………. 8
1.2. Tendințe de dezvoltare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 13
1.2.1. Tendințe de dezvoltare a autoturismelor ………………………….. ………………………….. ………… 13
1.3. Organizarea transmisiei autovehiculelor ………………………….. ………………………….. ……….. 15
1.3.1. Organizarea generală a autoturismelor ………………………….. ………………………….. ………….. 16
2. CALCUL DINAMIC ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 17
2.1. Alegerea parametrilor principali ai autovehiculului ………………………….. …………………… 17
2.1.1. Soluția de organizare generală și amenajare interioară ………………………….. …………………. 17
2.1.2. Dimensiunile principale ale capacității de trecere ………………………….. ……………………….. 18
2.1.3. Amenajarea interioară ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 19
2.1.4. Masa autovehiculului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 20
2.1.5. Centrul de masă. Coordonatele centrului de masă. ………………………….. ………………………. 20
2.2. Alegerea pneurilor ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 22
2.2.1. Alegerea pneurilor și determinarea razelor rotiilor ………………………….. ………………………. 22
2.3. Definirea condițiilor de autopropulsare ………………………….. ………………………….. …………. 23
2.4. Rezistențele la înaintarea autovehicolului. ………………………….. ………………………….. …….. 23
2.4.1. Rezistența la rulare ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 23
2.4.2. Rezistența la pantă ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 26
2.4.3. Rezistența aerului ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 27
2.4.4. Rezistența la demarare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 29
2.5. Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului ………………………….. ………………. 31
2.6. Calculul de tractiune ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 33
2.6.1. Randamentul transmisiei ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 33
2.7. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului ………………………….. …………………… 34
2.7.1. Alegerea tipului motorului ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 34
2.7.2. Determinarea analitică a caracteristicii exterioare ………………………….. ……………………….. 34
2.8. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisie ………………………….. ……………. 37
2.8.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere ………………………….. …………….. 37
2.8.2. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere ………………………….. ……………… 37
2.8.3. Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze ………. 38
2.8.4. Determinarea numărului treptelor de trepte ………………………….. ………………………….. ……. 38
2.8.5. Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze ………………………….. …………. 39
2.8.6. Calculul și construirea diagramei fierăstrău ………………………….. ………………………….. ……. 39
2.9. Studiul și determinarea performanțelor dinamice de trecere și de demarare …………… 40
2.9.1. Performanțele dinamice ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 41
2.9.2. Caracteristica dinamică ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 46
2.9.3. Performanțele la demarare ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 47
2.9.4. Timpul și spațiul de demarare ………………………….. ………………………….. ………………………. 50
2.9.5. Timpul și spațiul de frânare ………………………….. ………………………….. …………………………. 51
3. CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AMBREIAJULUI ………………………….. ……………………. 54
3.1. Studiul ambreiajului și a soluțiilor similare ………………………….. ………………………….. …… 54
3.1.1. Generalități ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………. 54
3.1.2. Cerințele ambreiajului ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 56
3.1.3. Soluții constructive de ambreiaje mecanice ………………………….. ………………………….. ……. 56
3.1.4. Mecanismul de acționare a ambreiajului ………………………….. ………………………….. ……….. 60
3.2. Calculul ambreiajelor mecanice ………………………….. ………………………….. ……………………. 61
3.2.1. Determinarea parametrilor de bază ………………………….. ………………………….. ……………….. 61
3.2.2. Dimensionarea garniturilor de frecare ………………………….. ………………………….. …………… 63
3.2.3. Calculul părții conducătoare ………………………….. ………………………….. ………………………… 66
3.2.4. Calculul părții conduse ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 68
3.2.5. Calculul arcului diafragmă ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 72
3.2.6. Calculul mecanismului de acționare mecanică ………………………….. ………………………….. .. 76
3.2.7. Cursa de actionare a pedalei ………………………….. ………………………….. …………………………. 78
4. CALCULUL CUTIEI DE VITEZE ………………………….. ………………………….. ………………….. 79
4.1. Considerații generale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. 79
4.2. Calculul angrenajelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 84
4.2.1. Dimensionarea geometrico -cinematică ………………………….. ………………………….. ………….. 84
4.3. Calculul de rezistență și verificare angrenajelor de roți dințate ………………………….. ….. 88
4.3.1. Forțele din angrenaje ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 88
4.4. Calculul arborilor și calculul secțiunilor ………………………….. ………………………….. ……….. 90
4.4.1. Determinarea schemei de încărcare a arborilor și calculul reacțiunilor ……………………….. 90
4.4.2. Dimensionarea arborilor la rezistență ………………………….. ………………………….. ……………. 91
4.4.3. Verificarea rigidității ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 94
BIBLIOGRAFIE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………. 116
ANEXA 1 – Fișa film ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………… 117
ANEXA 2 – Desen autovehicul duster ………………………….. ………………………….. …………………….. 121
ANEXA 3 – Desen ambreiaj ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 122
ANEXA 4 – Desen cutie de viteze ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 123
Lista tab elelor
1. Tabel 1.1. – Soluții similare ………………………….. ………………………….. ………………………… 6
2. Tabel 2.1. – Mărimile coordonatelor centrului de greutate ………………………….. …………… 17
3. Tabel 2.2. – Mărimile pneului ………………………….. ………………………….. ……………………… 19
4. Tabel 2.3. – Valorile medii ale coeficientului la rulare f ………………………….. ……………… 21
5. Tabel 2.4. – Rezistența și puterea la rulare ………………………….. ………………………….. ……. 21
6. Tabel 2.5. – Valori le medii și maxime ale unghiului de înclinare longitudinală a căii de
rulare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 22
7. Tabel 2.6. – Puterea necesară învingerii rezistenței la pantă ………………………….. ………… 22
8. Tabel 2.7. – Valori ale coeficientului de rezistență a aerului diferite tipuri de autovehicule
………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. 23
9. Tabel 2.8. – Rezistența și puterea aerului ………………………….. ………………………….. ……… 24
10. Tabel 2.9. – Valori ale coeficienților maselor în mișcare de rotație ………………………….. . 26
11. Tabel 2.10. – Calcul pentru caracteristica ex terioară ………………………….. ………………….. 31
12. Tabel 2.11. – Rapoarte de transmitere ………………………….. ………………………….. ………….. 33
13. Tabel 2.12. – Calculul diagramei fierăstrău ………………………….. ………………………….. …… 35
14. Tabel 2.13. – Calculul vitezelor de deplasare ………………………….. ………………………….. … 36
15. Tabel 2.14. – Calculul forțelor la roată ………………………….. ………………………….. ………… 36
16. Tabel 2.15. – Calculul puterii la roată ………………………….. ………………………….. …………… 37
17. Tabel 2.16. – Calculul pentru bilanțul de tracțiune ………………………….. ……………………… 39
18. Tabel 2.17. – Calculul pentru bilanțul de putere ………………………….. ………………………….. 40
19. Tabel 2.18. – Calculul pentru caracteristica dinamică ………………………….. …………………. 41
20. Tabel 2.19. – Calculul pentru caracteristica accelerațiilor ………………………….. ……………. 43
21. Tabel 2.20. – Inversul accelerațiilor ………………………….. ………………………….. ……………… 44
22. Tabel 2.21. – Calculul pentru timpul și spațiul de demarare ………………………….. ………… 44
23. Tabel 2.22. – Calculul pentru spațiul de frânare ………………………….. …………………………. 46
24. Tabel 2.23. – Calculul pentru timpul de frânare ………………………….. …………………………. 47
25. Tabel 3.1. – Dimensiunile pentru garnitura de frecare aleasă din STAS 7793 -83 ………… 59
26. Tabel 3.2. – STAS 1769 -86 – Dimensiuni caneluri ………………………….. …………………….. 64
27. Tabel 3.3. – Elementele arcului diafragmă ………………………….. ………………………….. ……. 68
28. Tabel 3.4. – Date necesare pentru diagrama de elasticitate a arcului diafragmă ………….. 70
29. Tabel 4.1. – Diagrama cinematică și funcțională pentru cutia de viteze în cinci trepte …. 77
30. Tabel 4.2. – Simboluri și termeni ………………………….. ………………………….. …………………. 82
31. Tabel 4.3. – Date inițiale ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 83
32. Tabel 4.4 – Rezultate calcul parametrii ………………………….. ………………………….. …………. 84
33. Tabel 4.5. – Valori calculate pentru forțele de angrenare ………………………….. …………….. 86
34. Tabel 4.6. – Relații de calcul ………………………….. ………………………….. ……………………….. 88
35. Tabel 4.7. – Forțele din angrenaje pentru arborele primar ………………………….. ……………. 88
36. Tabel 4.8. – Momentele încovoietoare pentru arborele primar ………………………….. ……… 89
37. Tabel 4.9. – Forțele din angrenaje pentru arborele secundar ………………………….. ………… 89
38. Tabel 4.10. – Momentele încovoietoare pentru arborele secundar ………………………….. … 89
39. Tabel 4.11. – Relații pentru calculul deforma țiilor arborilor solicitați la încovoiere ……. 91
40. Tabel 4.12. – Săgețile pentru arborele primar ………………………….. ………………………….. … 91
41. Tabel 4.13. – Săgețile pentru arborele secundar ………………………….. …………………………. 92
Lista figurilor
1. Figura 1.1. – Lungimea autovehiculelor ………………………….. ………………………….. ……….. 7
2. Figura 1.2. – Lățimea autovehiculelor ………………………….. ………………………….. ………….. 7
3. Figura 1.3. – Ecartamentul față al autovehiculelor ………………………….. …………………….. 8
4. Figura 1.4. – Ecartamentul spate al autovehiculelor ………………………….. …………………… 8
5. Figura 1.5. – Ampatament ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 9
6. Figura 1.6. – Înălțimea autovehiculelor ………………………….. ………………………….. ………… 9
7. Figura 1.7. – Organizarea transmisiei autotur ismelor, soluția ”totul față” ………………….. 13
8. Figura 2.1. – Dimensiunile principale ale autovehiculului ………………………….. …………… 15
9. Figura 2.2. – Amenajarea interioară ………………………….. ………………………….. ……………… 16
10. Figura 2.3. – Dimensiunile principale ale anvelopei ………………………….. ……………………. 19
11. Figura 2.4. – Distribuția presiunii în suprafața de contact ………………………….. ……………. 20
12. Figur a 2.5. – Rezistența la pantă Rp ………………………….. ………………………….. ……………… 23
13. Figura 2.6. – Forța necesară învingerii rezistenței aerului ………………………….. ……………. 25
14. Figura 2.7. – Valori recomandate pentru randamentul transmisiei ………………………….. … 29
15. Figura 2.8. – Caracteristica exterioară ………………………….. ………………………….. ………….. 32
16. Figura 2.9. – Diagrama fierăstrău ………………………….. ………………………….. ………………… 34
17. Figura 2.10 . – Caracteristica forței la roată ………………………….. ………………………….. ……. 38
18. Figura 2.11. – Caracteristica puterilor la roată ………………………….. ………………………….. .. 38
19. Figura 2.12. – Bilanțul de tracțiune ………………………….. ………………………….. ………………. 39
20. Figura 2.13. – Bilanțul de putere ………………………….. ………………………….. ………………….. 41
21. Figura 2.14. – Caracteristica dinamică ………………………….. ………………………….. ………….. 42
22. Figura 2.15. – Caracteristica accelerațiilor ………………………….. ………………………….. ……. 43
23. Figura 2.16. – Timpul de demarare ………………………….. ………………………….. ………………. 45
24. Figura 2.17. – Spațiul de demarare ………………………….. ………………………….. ………………. 45
25. Figura 2.18. – Spațiul de frânare ………………………….. ………………………….. ………………….. 46
26. Figura 2.19. – Timpul de frânare ………………………….. ………………………….. …………………. 47
27. Figura 3.1. – Dispunerea ambreiajului în echipamentul de propulsie …………………………. 48
28. Figura 3.2. – Compunerea generală a ambreiajului ………………………….. …………………….. 49
29. Figura 3.3. – Schemele de organizare constructivă a ambreiajelor mecanice cu arcuri … 52
30. Figura 3.4. – Construcția ambreiajului cu arc diafragmă ”apăsat” ………………………….. … 53
31. Figura 3.5. – Construcția ambreiajului cu arc diafragmă ”tras” ………………………….. ……. 54
32. Figura 3.6. – Garnitura de frecare a ambreiajului ………………………….. ……………………….. 57
33. Figura 3.7. – Dimensionarea discului de presiune ………………………….. ………………………. 61
34. Figura 3.8. – Soluții de fixare între discul de presiune și carcasa ambreiajului ……………. 62
35. Figura 3.9. – Arborele ambreiajului ………………………….. ………………………….. ……………… 63
36. Figura 3.10. – Construcți a arcului diafragmă ………………………….. ………………………….. …. 68
37. Figura 3.11. – Schema pentru calculul deformațiilor ………………………….. …………………… 69
38. Figura 3.12. – Caracteristica de elasticitate a arcului diafragmă ………………………….. …… 71
39. Figura 3.13. – Schema de acționare mecanică a ambreiajului ………………………….. ………. 72
40. Figura 4.1. – Schema cinematică a cutiei de vit eze cu doi arbori ………………………….. ….. 77
41. Figura 4.2. – Lanțurile cinematice ale treptelor de viteză, treapta I și II …………………….. 79
42. Figura 4.3. – Lanțurile cinematice ale treptelor de viteză, treapta III și IV …………………. 79
43. Figura 4.4. – Lanțurile cinematice ale treptelor de viteză, treapta V și me rs înapoi ……… 80
44. Figura 4.5. – Forțele din roțile dințate cilindrice de tip cu dantură înclinată ……………….. 85
45. Figura 4.6. – Schița de încărcare a arborilor din cutia de viteze ………………………….. ……. 87
1. DINAMICA AUTOVEHICULULUI ȘI SOLUȚII SIMILARE
1.1. Solu ții de autovehicule similar e
În vederea realizării unei comparații referitoare la detaliile cât mai diferite dar și cât mai
reale cu privire la dezvoltarea autoturismelor având specificația impusă în tema de proiectare
respectiv: nr de locuri: 5, viteza maxima: 160 km/h ; s-a realizat tabelul următor în care au fost
actualizați parametrii principali de construcție pentru câteva autoturisme de acest tip, existente deja
pe piață și în exploatare.
Tabelul 1.1
Soluții similar
Nr.
Crt
. Marca si
modelul Cilindr
ee
[cm³] Puterea
[CP la
rot/min] Moment
motor
[Nm la
rot/mn] Ampata
ment
[mm] Ecartame
nt fata
[mm] Ecartame
nt spate
[mm] Lungi
me
[mm] Latime
[mm] Inalti
me
[mm] Mas
a
total
a
[kg] Viteza
maxi
ma
[km/h
] Consu
m
mediu
[L/100
km]
1 Dacia
Duste
r 1598 105/5
750 148/3
750 2674 1560 1567 4315 1822 1625 17
21 165 7,1
2 Toyot
a
Funcr
uiser
Softto
p 1998 128/5
400 178/4
400 2200 1460 1465 3715 1695 1660 16
40 166 10
3 Hyun
dai
Terra
can 2902 163/3
800 345/1
750 2750 1505 1500 4710 1860 1790 26
20 168 8,7
4 Suzuk
i
Grand
Vitara 1586 106/5
90 145/4
100 2440 1540 1570 4035 1810 1695 183
0 160 8,2
5 Ford
Kuga 1596 150/5
700 240/4
000 2690 1563 1565 4524 1838 1702 210
0 195 6,6
6 Nissan
Qashq
ai 1598 117/6
000 158/4
400 2765 1540 1550 4541 1780 1645 207
2 180 6,6
7 Suzuk
i
Jimny
Metal 1461 86/37
50 200/1
750 2250 1220 1210 3395 1475 1660 142
0 145 6,1
8 Subar
u XV 1600 114/5
600 150/4
000 2635 1525 1525 4450 1780 1570 190
5 175 6,3
9 Skoda
Kodia
q 1395 125/6
000 200/4
000 2791 1586 1576 4697 1882 1655 217
5 190 6
10 Renau
lt
Captur 1199 120/4
900 190/2
000 2606 1531 1516 4122 1778 1566 172
5 192 5,4
11 Renau
lt
Kadjar 1197 130/5
500 205/2
000 2646 1556 1542 4449 1836 1607 186
5 192 5,8
12 Jeep
Reneg
ade 1598 120/3
750 320/1
750 2570 1551 1553 4236 1805 1667 190
5 178 4,9
13 Mitsu
bishi
ASX 1598 115/6
000 154/4
000 2670 1525 1535 4295 1770 1615 187
0 183 6
Medie 1640,
5 2591,
3 1512,5 1513,4 4268
,0 1779
,3 1650
,5 19
11,
4 176,
1 6,7
a)Lungimea automobilului este determinată de distanța dintre două plane verticale,
perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie și tangente în punctele extreme ale automobilului
din față și respectiv din spate. L= 4268 mm.
Fig. 1.1. Lungimea autovehiculelor
b)Lățimea automobilului este distanța dintre două plane paralele cu planul longitudinal de
simetrie, tangente la punctele extreme de o parte și de alta a automobilului . l=1779,3 mm.
Fig. 1.2. Lățimea autovehiculelor
0500100015002000250030003500400045005000Lungime
-10010030050070090011001300150017001900latime
c)Ecartamentul față reprezintă distanța dintre planele mediane ale roților punții față.
Ef=15 12,5mm.
Fig. 1.3. Ecartamentul față al autovehiculelor
Fig. 1.4. Ecartamentul spate al autovehiculelor
02004006008001000120014001600ecartament față
02004006008001000120014001600ecartament spate
d)Ampatamentul este distanța dintre axele geometrice ale punților automobilului și este
orientată spre valoarea aleasă ca medie cu mici abateri de la aceasta pentru fiecare model în parte.
Din punct de vedere al ampa tamentului se poate vorbi despre amenajarea interioară a automobilului.
A=2591,3 mm.
Fig. 1.5 . Ampatament
e)Înălțimea automobilului este distanța dintre planul de bază și un plan orizontal, paralel cu
planul de bază și tangent în partea superioară a automobilului. H=1650,5 mm
Fig. 1.6. Înălțimea autovehiculelor
050010001500200025003000Ampatament
140014501500155016001650170017501800înaltime
1.2. Tendin țe de dezvoltare
Pentru realizarea unui autoturism nou sau îmbunătățirea performanței unuia deja existent,
tendințele de dezvoltare vor avea în vedere imaginea de ansamblu cu privire la orientarea general
referitoare la modul de organizare a familiei de autovehicule din care face parte, fiind d eja studiate ,
amenajarea interioara , modul de dispunere a motorul ui, construc ția sistemelor și a instala țiilor
auxiliare , organizarea și tipul transmisiei , etc.
1.2.1. Tendin țe de dezvoltare a autoturismelor
Definite ca fiind autovehicule pentru trans portul de personae cu o capacitate maximă de 8
locuri, autoturismele au fost încă din cele mai vechi timpuri și până astăzi în atenția cumpărătorilor
datorită necesității implicării acestora din ce în ce mai intense în viața de zi cu zi . Urmărindu -se
perma nent îmbunătățirea performanțelor autoturismelor, se are în vedere implicit perfecționarea și
modernizarea construcției în ansamblu a acestora, dar și a elementelor componente. Astfel, când
vorbim despre tendințele de dezvoltare se urmărește de fapt îmbună tățirea performanțelor de
economicitate. Nu în ultimul rând, este de menționat și criteriile ecologice și ergonomice. Astfel,
urmărindu -se îmbunătățirea în diferite domenii, acestea se extend cuprinzând atât autoturismul
văzut ca ansamblu, cât și fiecare p arte component cătându -se și aplicându -se cele mai modern și
eficiente soluții în vederea obținerii unei îmbunătățiri optime, sau chiar o schimbare.
Prin urmare, o atenție deosebită se acordă motoarelor autoturismelor, urmărindu -se mai
multe direcții de dezvoltare: în primul rând reducerea costurilor de fabricație , a consumului de
combustibil, mărirea puterii, reducerea noxelor din gazele evacuate. Se merge până la realizarea
unor noi motoare cât mai compacte, mai ecologice și mai fiabile.
Tot mai des s e întâlneșt e folosirea supraalimentarii prin diferite procedee la motoarele
autoturismelor, procedee ce asigură creșterea puterii și a momentului motor maxim scăzându -se
turațiile corespunzătoare și consumul de combustibil. Eforturi considerabile se fac și în pre zent și
pentru reducerea emisiei de gaze nocive, folosi ndu-se dispo zitive de purificare a gazelor de
evacuare, fie catalizatori.
Obiectul unor continue cercetări l -a constituit și încă îl consituie transmisia
autoturismelor , propunându -se soluții constructive ce urmăresc o corelare cât mai bună între
momentu l motor active și momentul motor rezistent, sporirea siguranței și a confortului la condus,
reducerea consumului de combustibil. Din ce în ce mai mult, pe lângă transmisiile mecanice clasice,
se folosesc și alte tipuri de transmisii cum ar fi cele cu varia ție continua a raportului de transmitere,
cele automate și nu în ultimul rând, cele electrice.
În vederea îmbunătățirii performanțelor de dinamicitate și economicitate la transmisiile
mecanice ale autoturismelor, și -au făcut apariția, fiind din ce în ce mai răspândite cutiile de viteze
cu cinci sau șase trepte de mers înainte. De obicei, ultima treaptă având raportul de transmitere
subunitar, reprezintă treapta economică, aceasta conducând la reducerea cosnumului de combustibil
în momentul în care este cu plată, prin micșorarea turației motorului, respectiv aducerea acestuia în
zona economică a turației.
Mai nou apărute, cutiile de viteze secvențiale optimizează procesul de cuplare a treptelor de
viteză, construcția și funcționarea acestora sporind totoda tă confortul de conducere și îmbunătățind
siguranța în deplasare. Din cauza costului ridicat al fabricatiei dar si al consumului mare de
combustibil, transmisia automata inregistreaza progrese mai lente comparativ cu transmisia
clasica./ comparativ cu tra nsmisia clasica transmisia automata inregistreaza progrese mai lente din
cauza costului ridicat al fabricatiei dar si al consumului mare de combustibil, Se remarca totusi
introducerea microprocesoarelor de bord, care, alaturi de functionarea motorului, a directiei, a
franelor, a suspensiei,etc gestioneaza functionarea transmisiei automate. Referitor la performantele
atinse de cele mai recente transmisii automate avand comanda electronica, cu 5 sau 6 trepte de mers
inainte se observa faptul ca acestea ti nd sa reduca sau chiar sa elimine dezavantajele
inregistrate comparativ cu transmisiile mecanice, clasice, neautomate, cu privire la consumul de
combustibil si dinamicitate. Astfel, se observa faptul ca prin abordarea unor regiuni de conducere
economice sa u sportive se asigură autoturismelor atingerea performanțelor de economicitate și
dinamicitate asemănătoare cu cele atinse prin folosirea transmisiilor clasice.
Transmisia cu varia ție continu ă a raportului de transmitere -CVT -(Continously Variable
Transmis sion) este întâlnită din ce în ce mai des la autoturismele de clasă mic ă și medie datorită
rapoartelor de transmitere care în mod continuu se modifică și se adaptează automat în funcție de
modificarea rezistențelor la înaintare ale automobilului.
Suspensia automobilului este construită astfel încât să asigure confortul pasage rilor și să
protejeze încărcătura și implicit celelalte părți componente ale mașinii de posibilele șocuri, oscilații
sau trepidații dăunătoare ce pot apărea din cauza neregularităților drumului. Legătura elastică dintre
cadru, caroserie și punte sau direct cu roțile automobilului se realizează și de către suspensie care
prin elementele sale elastice – amortizoare, stabilizatoare, elemente de ghidare – are rolul de a
reduce sarcina dinamică ce rezultă în urma parcurgerii unui drum cu neregularități. Prin urm are,
datorită acestor componente, oscilațiile caroseriei vor fi suportabile din punctul de vedere al
pasagerilor, iar în ceea ce privește marfa, aceasta nu va suferi daune în timpul transportului.
Sistemul de frânare este în mod constant îmbunătăț it și generalizat prin sistemul de frânare
cu dublu circuit. Pentru autoturisme există mai multe tipuri de frânare: frâne disc, mixte, adică disc
la roțile din față și tambur la roțile din spate. Frânele autoreglabile sunt cele care distribuie în mod
egal forțele de frânare către punțile automobilului, ținând cont de încărcarea dinamică. Aceste tipuri
de frână sunt capabile să compenseze uzura normal a limitatoarelor de frânare și a garniturilor de
fricțiune, astfel că sunt supuse generalizării.
Sistemele de fr ânare cu control electronic, a șa numitele ABS ( Anty Blocking System ), care
au rolul de a bloca ro țile în situațiile de frânare intensiv ă și permit totodată păstrarea controlului
automobilului în orice moment , cunosc o larg ă generalizare . Indicatoarele de uzur ă a garniturilor de
frână, servomecanismele de ac ționare a fr ânelor, comandate de instala ții specific și frânele
autoreglabile se generalizeaz ă astfel.
Sistemul de direcție constă în soluții practice legate d e tipul de suspensie folosit corelat
fiind cu cinematica roților de direcție. Printre tendințele actuale se remarcă :
– Sporirea gradului de comoditate, confort și a siguranței de deplasare datorate folosirii unor
mecanisme servo și respective a unor volane și axe volane rabatabile sau telescopice;
– Dimensionarea efectului r eacțiilor inverse și anume de la roată spre volan
– Extinderea utilizării servodirecțiilor la autoturisme de clasă mai mica
Caroseria este integral autoportant ă. Cercetarile și încerc ările efectuate de-a lungul timpului
au condus la confecționarea unor caroserii care au coeficien ți aerodinamici tot mai cobor âți. Un
factor vital în ameliorarea ținutei pe drum este r igiditatea caroseriei și a beneficiat de îmbunătă țiri,
utilizând oțel de înaltă rezisten ță, având o limit ă de elasticitate ridicat ă. Pentru a reduce greutatea
proprie, s -au luat m ăsuri prin înlocuirea tot mai intensă a pieselor din metal cu cele din material
plastic. Securitatea activă și pasivă pentru p asageri și pietoni a beneficiat de îmbunătățiri
permanente. Mai mult decât atât, conducătorului auto i s -au oferit condiții din ce în ce mai
favorabile în ceea ce privește accesul la informații despre starea, comportarea, sau funcționarea
componentelor aut oturismului. Caroseriile au fost insonorizate, ceea ce a permis reducerea
zgomotului la un nivel tot mai scazut. S -au generalizat caroseriile cu doua sau trei volume, in
functie de modelul autoturismului.
Pentru pneuri , în vederea mic șorării energiei absorbite în timpul rulajului, a amortiz ării
șocurilor, a cre șterii siguran ței și duratei în exploatare, se folosesc noi re țete la fabricarea
anvelopelor și camerelor de aer, se utilizeaz ă diferite profiluri pentru banda de rulare, se încearc ă
folosirea unor pneuri f ără aer în interior sau a unor pneuri f ără camer ă de aer.
Aparatura de bord Aparatura de bord folosește tot mai mult circuite integrate cu afișaj
numeric, folosind tehnica fluorescenței în vid sau cea cu cristale lichide, care prezintă un grad
ridicat de fiabilitate. Aparatura electronică asistată de calculator este de un real folos. Ea
supraveghează și informează permanent conducătorul despre diferiți parametri necesari conducerii
în siguranță, informează asupra funcționăr ii organelor în mișcare, urmarește atingerea unor limite
maxime de uzură, indică consumul instantaneu și rezerva de combustibil etc.
1.3. Organizarea transmisiei autovehiculelor
Motorul -mașina de propulsie – și transmisia formează grupul (echipamentul) moto –
propulsor. Organizarea și dispunerea grupului moto -propulsor constituie caracteristici de bază în
aprecierea calităților de utilizare ale automobilelor.
Grupul moto -propulsor poate fi repartizat de -a lungul axei longitudinale a automobilului sau poate
fi grupat într -un singur loc. În funcție de poziția relativă dintre axa longitudinală a automobilului și
axa de rotație a arborelui cotit, motorul poate fi dispus longitudinal sau transversal. Pentru
autoturisme, prevăzute cu două punți, organizarea tracțiunii se poate realiza după soluțiile 4×2 sau
4×4, prima cifră indicând numărul roților iar cea de -a doua pe cel al roților motoare. Pentru
organizarea tracțiunii de tipul 4×2 punt ea motoare poate fi dispusă în față sau în spate.
Transmisia automobilelor este organizat ă în diverse variante constructive, care depind de
destina ția automobilului, de locul și modul de dispunere a motorului și a puntilor motoare, de
numărul ac estora, de dimensiunile geometrice ale caroseriei și ale automobilului.
Compunerea și dispunerea p ărților componente ale transmisiei este rezultatul unui proces
complex de analiz ă a calit ăților de trac țiune și a capacit ății de trecere ale autom obilului, care s ă
corespund ă destina ției sale. Modul de organizare a transmisiei influen țează caracteristicile de
deplasare ale automobilului și condi ționeaza posibilit ățile de amplasare a celorlalte componete ale
acestuia.
1.3.1. Organizarea general ă a autoturi smelor
În cazul autoturismelor dispunerea echipamentului de trac țiune este realizat ă în trei
variante constructive, dup ă cum urmeaz ă:
a) solu ția „clasic ă” – cu motorul în față si puntea motoare în spate;
b) solutia „totul -față”- cu motorul și puntea motoare în față;
c) solutia „totul -spate” – cu moto rul și puntea motoare în spate.
Soluția “ totul -față”, se întâlnește la autoturismele de concep ție modern ă; ea permite cea m ai
bună utilizare a volumului total al caroseriei, asigur ând totodat ă, fără soluții constructive speciale, o
foarte bună maniabilitate și stabilitate pe traiectorie, datorit ă comportamentului constructiv
subvirator care este autostabilizant pe traiectorie rectilinie. Raportul dintre volumul util și volumul
total al autoturismului are valoarea cea mai ridicat ă la aceasta solu ție. Amplasarea motorului se
poate face:
a) longitudinal deasupra pun ții din fa ță, situa ție în care se realizeaz ă o reparti ție judicioas ă a sarcinii
între ro ți și o bun ă accesibilitate la motor;
b) transversal, c ând se asigur ă construc ții compacte pentru autoturismele de lungime mic ă,
obținându-se un spa țiu pentru pasageri c ât mai mare, la acela și ampatament;
c) central, l ângă diferen țial, c ând se reduce înălțimea capotei și se mareste distan ța dintre ro țile fa ță.
Avantajele solutiei “totul -fata” sunt:
– legături simple și scurte între organele de comand ă și grupul motor – transmisie;
– permite realizarea unui portbagaj spa țios;
– pericolul de incendiu este redus, rezervorul de combustibil fiind montat, în general, pe
consola din spate;
– sistemul de r ăcire este simplificat, asem ănător ca la solu ția clasic ă;
– efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor, deoarece energia de impact
este absorbit ă de grupul motor – transmisie;
– stabilitate ridicat ă în viraj.
Dezavantajele soluției „totul –față” sunt u rmatoarele:
– se mic șoreaza greutatea aderent ă ce revine pun ții motoare la urcarea rampelor;
– soluții constructive complexe pentru puntea față, care este punte motoare și directoare;
– motorul și transmisia sunt expuse la lovituri frontale;
– pneurile din fa ță se uzeaza mai rapid dec ât cele din spate.
Fig. 1 .7. Organizarea transmisiei autoturismelor dup ă soluția “totul -față”
Dacă un automobil are puntea motoare față atunci acesta se numește „ automobil cu tracțiune ”. Se
utilizează termenul „tracțiune” deoarece automobilul este tras. În cazul în care puntea motoare este
spate avem un „ automobil cu propulsie ” deoarece acesta este împins, propulsat. Termenul de
„automobil cu tracțiune spate” nu es te 100% corect, deoarece puntea spate fiind motoare
automobilul este propulsat. De asemenea expresia „ automobil cu tracțiune integrală ” îmbină de
fapt tracțiunea cu propulsia și definește un automobil cu toate punțile motoare.
2. CALCUL DINAMIC
2.1. Alegerea parametrilor principali ai autovehiculului
2.1.1. Solu ția de organizare general ă și amenajare interioar ă
Amenjarea interioar ă a autovehiculelor trebuie să asigure pasagerilor acele condi ții care s ă le
creeze efectiv convingerea c ă automobilu l este “a doua cas ă”, că aici în automobil, au tot ce le
trebuie ca s ă se deplaseze cu maximum de confort și de siguran ță. Ușurința de conducere
și confortul asigurat conduc ătorului autovehiculului joac ă un rol deosebit în asigurarea
randamentului muncii sale și al cre șterii gradului de concentrare la condi țiile de trafic, fapt ce
conduce la cre șterea sigurantei în deplasare.
În cazul autoturismelor și autobuzelor turistice, confortul oferit pasagerilor reprezint ă o
caracter istica func ționala important ă, având în vedere timpul petrecut în aceste autovehicule.
Folosirea tot mai accentuat ă în construc ția autovehiculelor a sistemlor electronice de
comand ă și control, a servomecanismelor sau a sistemelor automate a con dus, pe de o parte, la
micșorarea efortului fizic depus de conduc ător pentru realizarea mi șcărilor necesare a fi executate,
iar pe de alta parte, la cre șterea siguran ței în deplasare, prin îmbun ătățirea reac țiilor conduc ătorului
și luarea acelor decizii de optimizare a tuturor regimurilor de deplasare a autovehiculului. În mod
uzual, u șurința de conducere se consider ă a fi asigurat ă de geometria dispunerii scaunului
conduc ătorului în raport cu comenzile și alte elemente ale a utomobilului, de marimea eforturilor
la comenzi, de vizibilitatea drumului.
Confortul este asigurat de calit ățile scaunului, ca element izolator la vibra ții și susținător al
corpului cu presiunea optim ă, de nivelul zgomotului interior, de etanșarea caroseriei la gazele d e
evacuare, praf și apă. Dimensiunile și forma caroseriilor autoturismelor se aleg în func ție de modul
în care sunt amplasate motorul, organele transmisiei și portbagajul. Dimensiunile interioare ale
caroseri ei unui autoturism influen țeaza comoditatea călătoriei pasagerilor și capacitatea de a
transporta diferite încărcături, toate acestea trebuind realizate pe fondul unei rezisten țe sporite a
caroseriei, estetica și aerodinamica formei, la un pre ț acceptabil.
În cazul autoturismelor , cabina pentr u pasageri este amplasata la mijloc întotdeauna, pentru
ca ace știa să fie cât mai bine proteja ți împotriva accident ării. Caroseria de securitate se ob ține prin
următoarele m ăsuri: rigidizarea construc ției fără reducerea vizibilit ății, folosirea unor tapiserii de
grosime mare pe tavan și pereții laterali, montarea unor m ânere pentru u și fără proeminen țe,
folosirea coloanei de direc ție telescopice, montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei
geamul s ă sară în afar ă.
2.1.2. Dimensiunile principale ale capacităț ii de trecere
Dimensiunile principale se definesc în condi ția de repaus a autovehiculului, planul s ău de
sprijin este orizontal, ro țile au direc ția corespunz ătoare mersului rectiliniu și presiunea interioara a
aerului din pneu este cea indicat ă de producător .
Fig. 2.1. Dimensiunile principale ale autovehiculului
• Lungimea – 4268 mm, reprezint ă distan ța dintre dou ă plane perpendiculare pe planul
longitudinal de simetrie al autovehicolului și tangente la acesta în punctele extreme din
față și din spate, toate elementele din fa ță și din spate sunt incluse în aceste două plane.
• Lățimea – 1779,3 mm, este d istan ța dintre dou ă plane paralele cu planul longitudinal de
simetrie al vehiculului, tangente la acesta de o parte s i de alta. Toate organele laterale ale
vehiculului fixate rigid cu except ia oglinzil or retrivizoare, sunt cuprinse în aceste plane.
• Înălțimea – 1650,5 mm, reprezint ă distan ța dintre planul de sprijin și un plan orizontal
tangent la partea ce a mai de sus a vehiculului preg ătit de plecare în cursă, f ără
încărcătura util ă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise.
• Ampatamentul – 2591,3 mm, distan ța între perpendicularele cobor âte pe planul
longitudinal de simetrie al vehiculului.
• Ecartament fa ță/spate – 1512,5/1513,4 mm, reprezinta distan ța dintre centrele
punctelor de contact al e pneurilor cu solul.
2.1.3. Amenajarea interioar ă
Amenajarea interioară a caroseriei depinde de dimensiunile ce trebuie respectate în vederea
asigurării co nsiguranta fortului și siguranț ei pasagerilor.
Fig. 2. 2. Amenajarea interioar ă
2.1.4. Masa autovehiculului
Unul dintre parametrii principali în construc ția unui autovehicul este masa autovehicolului
(ma) și este suma dintre masa util ă (mu) și masa proprie (m o).
• ma = m u + m o
2.1.4.1. Masa utilă
Este o caracteristic ă constructiv ă a autovehicolului și arat ă posibilit ățiile de utilizare ale
acestuia. Masa util ă este determinata de capacitatea de încărcare a autovehiculului, prev ăzută prin
tema de proiectare sau adoptata func ție de tipul autovehiculului, în concordan ță cu capacitatea de
încărcare a tipurilor similare de autovehicule.
Pentru autoturisme, mu = 75 · N + m b = 471 [kg]
unde: N – nr de locuri din autoturism
Mb- masa bagajului
2.1.4.2. Masa proprie
Este su ma tuturor maselor sistemelor și subsistemelor componente c ând autovehicolul se
află în stare de utilizare.
Pe baza solu țiilor similare , masa proprie a auto turismului proiectat are urm ătoarea valoare:
mo = 1440,4 [kg]
În urma cunoa șterii valorilor mai sus men ționate , masa auto turismului va fi:
ma = m u + m o =1911,4 [kg]
Cunosc ând valorile acestor mase se pot calcula:
– greutatea proprie a auto turismului : Go = 9,81·mo => Go = 14130,3 [N]
– greutatea total ă a auto turismului : Ga = 9,81·ma => Ga = 18750,8 [N]
– greutatea util ă: Gu = 9,81·mu => Gu = 4620,5 [N]
unde acceleratia gravita țional ă a fost considerat ă având o valoare de 9, 81 m/s2
2.1.5. Centrul de mas ă. Coordonatele centrului de mas ă.
Centrul de greutate sau centrul de mas ă al autovehic ulului este punctul în care este aplicat ă
masa autoveh icolului și este situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinal ă de simetrie a
autovehic ulului. Greutatea autovehicolului se consider a aplicat ă în centrul de greutate.
Pentru a afla poziția ecentrului de mas ă vom folosi coordonatele longitudinale a, b, h g
conform STAS 6926/2 -78.
Exist ă mai multe metode pentru aflarea centrului de mas ă:
• Folosirea de valori în func ție de valorile coordonatelo r centrului de mas ă al autovehicolelor
luate în calcul în studiu l soluțiilor similare.
• Utilizarea valorilor medii ce se reg asesc în literatura de specialitate.
• Determinarea analitic ă a coordonatelor centrului de masă
Vom utiliza valori medii conform datelor reg ăsite în literatura de specialitate, după cum
urmeaz a în tabelul 2.1.
Tabelul 2.1.
Mărimile coordonatelor centrului de greutate
Parametrul Starea Tipul autovehiculului
Autoturism Autobuz Autocamion Autotractor
La
Gol 0,45–0,54 0,5–0, 65 0,46–0,55 0,61 – 0,67
Încărcat 0,49–0,55 0,5–0,68 0,6–0,75
Lhg
Gol 0,16–0,26 – 0,21–0,268 0,31 – 0,4
Încărcat 0,165 –0,26 0,23-0,285 0,3–0,38
Având în vedere cele men ționate anterior vom utiliza urm ătoarele:
a/L = 0, 4889 => a = 0, 4889 · L => a = 0, 4889 · 2,5913 = 1,2668 m
b = L – a = 2,5913 – 1,2668= 1,3245 m => b / L = 1,3245 / 2,5913 = 0,511 1
hg/L = 0, 2010 => h g= 0,2010 · L => h g = 0,2010 · 2,5913 = 0,5208 m
Pe baza informa țiilor de mai sus și ținând cont de faptul c ă masa autovehic ulului se transmite
prin intermediul pun ților, se va calcula masa ce revine fiec ărei pun ți astfel:
m1 = b/L · ma = 0,5111 · 1911,4 = 976,916 kg
m2 = a/L·m a = 0,488 9 · 1911,4 = 934,483 kg
Conform acestor date , greut ățile ce revin pun ților autovehicolului sunt:
G1 = b/L · Ga = 0,5111 · 18750,683 = 9583,474 N
G2 = a/L · Ga = 0,4889 · 18750,683 = 9167,208 N
Masa unui pneu se calculeaza în funcție de masa ce revine fiec ărei pun ți astfel:
▪ Pneurile pu nții față:
mp1 = m 1 / 2 = 976,916 / 2 = 488,458 kg
▪ Pneurile pun ții spate:
mp2 = m 2 / 2 = 934,483 / 2 = 467,219 kg
Astfel greut ățiile ce revin pneurilor sunt:
▪ Pentru pneurile pun ții față:
Gp1 = G 1 / 2 = 9583,474 / 2 = 4791,737 N
▪ Pentru pneurile pun ții spate :
Gp2 = G 2 / 2 =9167,208 / 2 = 4538,604 N
2.2. Alegerea pneurilor
2.2.1. Alegerea pneur ilor și determinarea razelor rot iilor
Pneul este format din anvelopa și camera de aer și reprezint ă partea elastic ă a roții.
Pentru aflarea tipului de pneu ce va fi folosit la autoturismul proiectat se va avea în vedere
următoarele: greut ățile ce revin ro ților din fa ță și din spate, satisfacerea de viteza maxima , tipul
autoturismului și dimensiu nile pneurior utilizare la solu țiile similare.
În fig. 2.3. au fost notate cu:
o D – diametrul exterior al anvelopei
o d – diametrul interior al anvelopei
o H – înalțimea profilului
o B – lățimea profilului
o D = d+2·H
o rr = λ·r 0
unde λ = 0,9 3…..0, 935
adopt λ = 0,93
Lr = circumferin ța de rulare Lr = 2π·r r
Fig. 2.3. Dimensiunile
principale ale anvelopei
Pneul auto turismul proiectat va fi 215/60 R16, este aliniat recomandări lor anterioare și are
următoarele caracteristici:
Tabel 2.2.
Mărimile pneului
60=100𝐻
𝐵=100𝐻
215=0,4651 𝐻
H=60
0,4651=129 𝑚𝑚
D = d + 2H = 407 + 2 ∙ 129 = 665 mm
𝑟0=𝑟𝑛=𝐷
2=665
2=333 𝑚𝑚
𝑟𝑟= 𝑟0∙ 𝛌=333 ∙0,933 =311 mm
2.3. Definirea condi țiilor de autopropulsare
Definirea condițiilor de autopropulsare preced calculul de tracțiune al autovehicolului și
împreună condiționează performanțele acestuia.
Pentru a îndeplini anumite reguli elementare constructive trebuiesc cunoscute influențele
exterioare ce se opun înain tării autovehicolului în condițiile de perfor mandato ță cerute in funcție de
dinamicitate, consumul de combustibil, siguranț ă și confort.
2.4. Rezistențele la înaintarea autovehicolului.
2.4.1. Rezistența la rulare
Rezistența la rulare (R r) este o forță ce acționeaz ă în sens opus deplasării autovehic ulului și
este o forță cu caracter permanent. Această forța consumă o parte din energia transmisă de motor la
roțiile motoare.
Apariția acestei forțe este datorată urm ătorilor factori: frecarea dintre pneu și calea de rulare,
efectele de ventuză produs de profilele cu contur închis de pe banda de rulare , îmbucarea dintre Balonajul [mm] 215
Diametrul interior [mm] 407
Diametrul exterior [mm] 665
𝛌 (0,93 -0,935) 0.933
rr [mm] 311
elementele pneului și microneregularitățiile căi de rulare, frecările interioare din pneu, deformarea
suprafeței căi i de rular e, viteza de deplasare a automobilului, presiunea interioară a aerului din
pneu, deformarea cu histerezis a pneului.
Pentru proiectarea autovehicolului, rezisența la rulare (R r) este luată în considerare prin
coeficientul rezistenței la rulare notat cu f și definit de r elația:
f=𝑅𝑟
𝐺𝑎 𝑐𝑜𝑠𝛼
Rr – rezistența la rulare
Ga cosα – componenta normală pe calea de rulare a greutății autovehicolului.
Avănd în vedere că rularea pneului pe cale constă într -o succesiune continuă de comprimări și
destinderi ale elementelor de pneu și faptul că pneul nu este perfect elastic, se înțelege că energia
consumată la comprimare este mai mare si cea recuperată la destindere este mai mică, iar diferența
dintre ele se manifesta prin încălzirea pneului (fenomenul de histerezis) și prin apariția unei forțe
rezistente care se opune rulării acestuia.
Fig 2.4. Distribuția presiunii în suprafața de conctact
În tabelul 2.3. se regăsesc valorile m edii ale coeficientului rezistenței la frecare f în funcție de
difreite categorii de drumuri:
Tabelul 2.3.
Valorile medii ale coeficientului la rulare f
Natura căii Starea căii Valorile coeficientului f
Șosea de asfalt sau
beton Bună 0,013 – 0,018
satisfăcătoare 0,018 – 0,020
Șosea pietruită Bună 0,020 – 0,025
Șosea pavată stare bună 0,025 – 0,030
cu hârtoape 0,035 – 0,050
Drum de pământ uscată -bătătorită 0,025 – 0,035
după ploaie 0,050 – 0,150
desfundat 0,10 – 0,25
Drum cu gheață – 0,015 – 0,03
Drum de zăpadă bătătorită 0,03 – 0,05
Astfel, cunoscând valoarea coeficientului de rulare f se poate calcula valoarea rezistenței la
rulare cu relația:
Rr=f·G a·cosα [N]
Pentru autoturismul proiectat adoptăm:
f = 0,02 ; Ga = 18750,6830 [N] ; α = 2 2o => R r=0,02·18 750,6830 · cos22
=> Rr =347,706 [N]
Tabelul 2.4.
Rezistența și puterea la rulare
f Ga V [km/h] V [m/s] α [rad] α [˚] Rr [N] Pr [kW]
0,02 18750,68308 0 0,00 0,000 0 375,014 0,000
0,02 18750,68308 10 2,78 0,017 1 375,014 1,042
0,02 18750,68308 20 5,56 0,035 2 375,014 2,083
0,02 18750,68308 30 8,33 0,052 3 375,014 3,125
0,02 18750,68308 40 11,11 0,087 5 375,014 4,167
0,02 18750,68308 50 13,89 0,122 7 375,014 5,209
0,02 18750,68308 60 16,67 0,157 9 375,014 6,250
0,02 18750,68308 70 19,44 0,174 10 375,014 7,292
0,02 18750,68308 80 22,22 0,192 11 375,014 8,334
0,02 18750,68308 90 25,00 0,209 12 375,014 9,375
0,02 18750,68308 100 27,78 0,227 13 375,014 10,417
0,02 18750,68308 110 30,56 0,244 14 375,014 11,459
0,02 18750,68308 120 33,33 0,262 15 375,014 12,500
0,02 18750,68308 130 36,11 0,279 16 375,014 13,542
0,02 18750,68308 140 38,89 0,297 17 375,014 14,584
0,02 18750,68308 150 41,67 0,314 18 375,014 15,626
0,02 18750,68308 160 44,44 0,331 19 375,014 16,667
0,02 18750,68308 165 45,83 0,349 20 375,014 17,188
0,02 18750,68308 170 47,22 0,366 21 375,014 17,709
0,02 18750,68308 176,1 48,92 0,384 22 375,014 18,344
2.4.2. Rezistența la pantă
În timpul deplasării automobilului pe drumuri ce au o înclinare longitudinală α, greutatea sa
totală G a aplicată în centrul de greutate c g se descompune în două componente. O componentă
perpendiculară pe calea de rulare (G acosα) și cealaltă paralelă (G asinα). Componenta paralelă cu
calea de rulare se opune înaintării autovehic ulului în rampă și este numită rezistența la pantă (Rp).
În cazul în care autovehic ulul coboară atunci componenta paralelă R p devine forță activa ce
contribuie la înaintarea auto turismul ui.
Date fiind aceste situații formula de calcul a rezistenței la pantă R p este:
Rp = ±G a·sinα
Tabelul 2.5.
Valori le medii și maxime ale unghiului de înclinare longitudinală a căii de rulare
Având în vedere datele de mai sus, pentru autoturismul proiectat vom avea:
Ga = 18750,6 [N] ; α = 21o => R p = G a·sinα =18750,6 ·0,358 => Rp = 6712,714 [N]
Tabelul 2.6.
Puterea necesar ă învingerii rezistenței la pantă
α [˚] ma [kg]
αcalculat
[rad] g Rpanta
[N] Rψ
[N] Ppanta
[Kw]
0 1911,3846 0,0000 9,81 0 450,02 0
5 0,0872 1633 2082,53 20
10 0,1744 3254 3699,20 39
15 0,2617 4851 5287,72 59
20 0,3489 6410 6835,99 78
22 0,3838 7021 7441,38 98 Tipul autovehiculului Valori medii Valori maxime admise
Autovehicule cu o singura punte motoare 17°-19° 22°
Autovehicule cu doua punti motoare 28°-32° 35°
Fig.2.5. Rezistența la pantă R p
2.4.3. Rezistența aerului
Rezistența aerului este o forță cu acțiune permanentă, paralelă cu calea de rulare și de sens
opus vitezei de deplasare, deci se opune înaintării autovehic ulului datorită interacțiunii dintre aer și
acesta. Punctul de aplicație al acestei forțe este situat în planul de simetr ie longitudinalal
autovehicolului, la înălțimea h a deasupra căii de rulare și este numit centrul frontal de presiune.
Cauzele apariției acestei forțe sunt: frecarea dintre aer și suprafeț ele autovehic ulului, formarea
curenților turbionali, repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a caroseriei.
Valoarea rezistenței aerului depinde de forma autovehic ulului, de densitatea aerului și de
viteza acestuia, de mărimea secți unii transversale a autoturismului.
Această valoare este determinată experimental în tunele aerodinamice folosindu -se
automobile reale sau machete realizate la o anumită scară de proporționaliate urmărindu -se
regimurile de curgere ale curenților de aer în jurul caroseriei. Din centralizarea acestor date
experimentale se vor lua măsuri constructive pentru optimizarea curgerii curenților de aer și
reducerea posiblităților de aparție a curenților turbionali.
Rezistența cu care aerul se opune unui cor p în mișca re având viteze similare cu autovehic ulul
(0….330m/s) este proporțională cu densitatea aerului ρ, cu aria secțiunii transversale maxime a
autovehic ulului și cu p ătratul vitezei de deplasare v a a acestuia.
Tabelul 2.7.
Valori ale coeficentul de rezistență a aerului diferite tipuri de autovehicule
Tipul automobilului A [m2] Cx
Automobil de curse 1,0 – 1,3 0,2 – 0,25
Autoturism cu caroserie închisă 1,6 – 2,8 0,3 – 0,5 010002000300040005000600070008000
0 5 10 15 20 25Rp[N]
alfa[ °]Rpanta [N]
Autoturism cu caroserie deschisă 1,5 – 2,0 0,65 – 0,8
Autobuz 3,5 – 7,0 0,7 – 0,8
Autocamion cu platformă deschisă 3,0 – 5,3 0,9 – 1,0
Autotren rutier, cu două elemente
caroserie platformă 4,0 – 5,3 1,0 – 1,25
Autofurgon 3,5 – 8,0 0,6 – 0,75
Autotren rutier, cu două elemente
caroserie furgon 7,0 – 8,0 0,95 – 1,0
Expresia cu care se poate calcu la valoarea rezistenței aerului R a este:
Ra = 1
2𝜌 · Cx · A· Va2 [N]
Unde:
ρ = 1,225 [kg/m3] – densitatea aerului
cx = coeficientul de rezistență al aerului
A – aria secțiunii transversale maxime [m2];
Va- viteza de deplasare a automobilului în raport cu aerul ambiental[m/s]
A = B·H [m2]
Unde: B – ecartamentul automobilului
H – înălțimea automobilului
Valoarea rezistenței aerului R a pentru autoturismul proiectat se va stabili în funcție de
urmă toarele date :
A=1,6505 ∙ 1,5129 = 2,5 => A = 2,5[m2]
Cx = 0,4
Va = 48,92 [m/s]
ρ = 1,225 [kg/m3]
Ra = 1
2𝜌 · Cx · A· Va2 = 1407,181 => Ra = 1407,181 [N]
Tabelul 2.8.
Rezistența și puterea aerului
ρ Cx A [m ] V [km/h] V [m/s] Ra [N] Pa
[kW]
1,225 0,4 2,50 0 0,00 0,00 0,000
1,225 0,4 2,50 10 2,78 4,72 0,013
1,225 0,4 2,50 20 5,56 18,88 0,105
1,225 0,4 2,50 30 8,33 42,49 0,354
1,225 0,4 2,50 40 11,11 75,53 0,839
1,225 0,4 2,50 50 13,89 118,02 1,639
Fig.2.6. Forța necesar ă învingerii rezisten ței aerului
2.4.4. Rezistența la demarare
Apare ca urmare a inerției de translație sau de rotație cu care piesele autovehiculului, prin masa
lor, se opun accelerării sale.
Rezistența la demarare Rd este o forță ce se opune înaintării autovehic ulului și se manifestă în
regimul de mișcare accelerată a acestuia. În regim de frânare inerț ia pieselor autovehicolului tinde
să mențină deplasarea acestuia și contribuie la mărirea spațiului de frănare, deci, rezistența la
demarare în acest caz devine o forță activă.
În timul accelerării autovehicu lului masa sa totală, în mișcare de translație cu accelerația a, se
opune mișcării cu o forță de inerție Fi=-ma·a, iar piesele care execută mișcare de rotație cu
momentul de inerție masic J și accelerația unghiulară ε se opun cu momentul de inerție
Mi=-J·ε.
Rd = R dt+Rdr
Unde:
Rdt – forța de inerție datorată masei totale a autovehiculului aflat în mișcare accelerată
de translație
Rdr – forța de rezistență datorată inerției pieselor în mișcare de rotație 0.00200.00400.00600.00800.001000.001200.001400.001600.00
0.00 10.00 20.00 30.00 40.00 50.00 60.00Ra [N]
Rdt – reiese din relația
Rdt = m a · 𝑑·𝑉𝑎
𝑑𝑡 = m a·a
ma – masa totală a autovehicolului
a = 𝑑𝑉𝑎
𝑑𝑡 – accelerația autovehicolului
Pentru calculul rezistenței la demarare generată de masele în mișcare de rotație se vor înlocui
toate aceste mase cu o singură masă de translație, ipotetic ă, numită masă redusă, m red, care are
proprietatea că la viteza oarecare V de deplasare a autovehiculului are aceeași energie cinetică cu
energia cinetică a tuturor maselor aflate în mișcare de rotație.
Dacă se notează cu J i momentul masic al unei piese ,, i” a transmisiei, inclusiv momentul de
inerție masic al motorului redus la arborele cotit, cu ω i viteza unghiulară de rotație a acesteia, cu η t
randamentul transmisiei până la roțile autovehiculului, cu J r momentul de inerție masic al unei roți
și cu ω r viteza unghiulară a roților motoare, relația de echivalență devine:
21
mred·Va2 =
21 Σ Ji·
i2·
t
+
21 Σ Jr·
r2
Randamentul ηt ce afectează energia piesei oarecare ‚‚i’’ aflată în mi șcare de rotație arată faptul
că nu toată energia acesteia ajunge la roțile motoare ale autovehic ulului, o parte se pierde prin
frecări în transmisie.
Expresia ce face legătura între viteza autovehiculului V a și viteza unghiulară
i a piesei care
execută mișcare de rotație, este de forma :
r
tii
r R a rir V = =
Tabelul 2.9.
Valori ale coeficienților maselor în mișcare de rotație
Tipul
automobilului Momentele de
inerție [kg.m2]; icv 1 io 1
M
R
Im Ir
Autobuze,
autocamioane
0,4-0,9
3-15
6 – 8
4 – 7
1,8 –2,7
0,02 – 0,04
0,05 – 0,03
Formula de calcul pentru aflarea coeficientului δk recomandată în documentația de specialitate
este:
δk=1+σ۰i2CVk
σ = 0,04 – 0,09
Pentru autovehic ulul proiectat alegem valoarea medie σ = 0,06
În urma acestor informații rezistența la demarare R d se calculează cu relația:
Rd =
dtdVma
a =
dtdV
gGa a [N]
În care:
ma – masa totală a automobilului [kg]
Ga – greutatea totală a automobilului [N]
dtdVa
– accelerația automobilului [m/s2]
Forța de rezistență la demarare R d este aplicată în centrul de greutate al autovehicolului.
2.5. Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului
Pentru stabilirea ecuației generale de mișcare se consideră automobilul în mișcare rectilinie, pe
o cale cu înclinare , în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă.
Echilibrul dinamic al automobilului este dat de bilanțul de tracțiune, care re prezintă ecuația de
echilibru după direcția vitezei automobilului, de forma:
d p a r R R R RR F + + + =
[N]
în care:
RFeste forța activă;
d p ar R,R,R,R – rezistențele la înaintare.
Bilanțul de tracțiune exprimă egalitatea dintre forța totală la roată – obținută prin însumarea
forțelor tangențiale de la toate roțile motoare – și suma rezistențelor la înaintarea autovehiculelor,
de unde rezultă:
)2vAxC21cosaG sinfaGRI(
am1
dtdv − − −=
sau:
)2vAxC21
aGRF(
am1
dtdv − −=
în care forța F R numită forța la roată reprezintă acțiunea momentului motor asupra roților.
Expresia analitică a acestei forțe este:
vP
riMFt
rttr
R==
unde:
M – este momentul dintr -un punct de pe caracteristica exterioară corespunzător un ei turații n
a motorului;
P – este puterea în aceleași condiții;
TR
– este randamentul transmisiei;
itr – este raportul de transmitere al transmisiei;
rr – este raza de rulare a roților;
v- este viteza de deplasare a automob ilului.
În funcție de condițiile de autopropulsare ale automobilului, din ecuația de mișcare se
definesc mai multe forme particulare și anume:
a) Deplasarea cu viteză maximă.
Prin convenție “viteza maximă” este cea mai mare valoare a vitezei cu care automobilul se
poate deplasa pe o cale orizontală. Ca urmare în condițiile vitezei maxime când
0= și
0dtdv. const vvmax = = =
din expresia ecuației de mișcare dată de relația se obține forma particulară
][278, 2014212
m axmaxN vAC f G Fx a vR = + =
b) Deplasarea pe calea cu înclinare longitudinală maximă sau pe calea cu rezistență specifică
minimă.
Deplasarea pe panta maximă (sau pe cale cu rezistența specifică maximă) se obține când
întreaga forță disponibilă este utilizată pentru învingerea rezistențelor legate de tipul și
caracteristicile drumului
R . Pentru acest caz, având în vedere și faptul că la viteze mici, specifice
deplasării automobilului pe panta maximă, rezistența aerului este neglijabilă în raport cu celelate
forțe din expresia forței la roată se obține forma particulară:
52, 7520m axmax= =
a R G F N
c) Pornirea de pe loc cu accelerația maximă
Pornirea de pe loc cu accelerația maximă se obține în condiția în care intreaga forța disponibilă
se utilizează pentru sporirea vitezei automobilului, situație ce corespunde pornirii din loc (
0 v0= ) pe
cale orizontală (
0= ). Pentru acest caz, de autopropulsare pe cale orizontală cu pornire din loc
(rezistența aerului este nulă) expresia forței la roată se reduce la forma particulară
max11 a a RdtdvmfG F
max1a
+ = N
unde:
max1max1dtdva
= este accelerația maximă în treapta I.
2.6. Calculul de tractiune
2.6.1. Randamentul transmisiei
Transmiterea fluxului de putere, de la motor la roțile motoare ale autovehicolului, este
caracterizată de pierderi ce se datorează fenomenelor de frecare apărute în componentele
transmisiei.
Valorile randamentelor subansamblelor component ale transmisiei au fost determinate
experimental și sunt prezentate în figura 2.7.
• cutia de viteze:
98,0…97,0ηCV=
(în treapta de priză directă);
94,0…92,0ηCV=
(în celelalte t repte);
• reductor distribuitor:
94,0…91,0ηCV=
• transmisia longitudinală:
995,0…990,0ηTL=
• transmisia pricipală:
94,0…92,0η0=
pentru transmisii pri ncipale simple;
92,0…90,0η0=
pentru transmisii pri ncipale duble.
Fig.2.7. Valori recomandate pentru randamentul transmisiei
Se observă că valoarea globală a randamentului transmisiei este influențată de o multitudine
de factori fapt ce a dus ca în c alcule să se opereze cu valorile din figura 2.7.
Pentru autovehic ulul proiectat conform cerinței proiectului se va folosi un randament
corespunzător autobuzelor.
Adopt ηt = 0,97.
2.7. Determinarea caracteristicii e xterioare a motorului
2.7.1. Alegerea tipului motorului
Majoritatea automob ilelor folosesc pentru autopropulsare motoare cu ardere internă (m.a.i.)
care au o mi șcare de translație a pistonului și sunt de două tipuri: motoare cu aprindere prin scânteie
– M.A.S.(Otto) și motoare cu aprindere prin comprimare – M.A.C.(Diesel).
Alegerea motorului pentru autopropulsarea autoturismului se face în funcție de putere (P) și
de moment (M). Aceste dou ă caracteristici sunt exprimate în funcție de turația arborelui mo tor (n),
printr -un câmp de caracteristici P=f(n) și M=f(n) numite caracteristici de turație.
Posibilitățile maxime ale motorului în privința puterii și momentului sunt determinate de
caracteristica de tu rație la sarcină totală (caracteristica exterioară).
Statisticile apreciază că pentru autoturismul proiectat, sunt utilizate cu precădere motoarele cu
aprindere prin comprimare M.A.S .
2.7.2. Determinarea analitic ă a caracteristicii exterioare
Din definirea condițiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză maximă presupune
dezvoltarea unei forțe la roată F Rmax.
Din deducerea puterii ca produs dintre forță și viteză, realizarea performanței de viteză
maximă, în condiții prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:
tR
vv FP=1000maxmax
max
unde:
– PVmax : puterea dezvoltată de motor pentru atingerea vitezei maxime
– FRmax : forța la roată la viteză maximă;
– t : randamentul transmisiei.
Prin explicitarea analitică a forței la roată se obțin:
tx a
vvAc vfGP
+ =10005,03
max max
max
kW 20,77
max=vP
Adopt:
–
65,0=ec , coeficient de elasticitate al motorului;
–
1,1=ac , coeficient de adaptabilitate al motorului.
–
min/ 6325m ax rot n = : nmax-turația maximă a motorului
Pe cale analitică curba de variație a puterii motorului în funcție de turație se poate obține cu
relația:
()
+
+
=3 2
max
p p p nn
nn
nnPnP
unde:
–
( )0,74841243=−−=
ee
cc
–
( )0781,1122=−=
ee
cc
–
( )-0,8266121=−−=
ec
Se verifică relația:
α+β+γ=1
Curba de variație a momentului motor efectiv M e se obține pe baza relației:
nPMe
e =9550
iar cea a consumului specific efectiv cu relația:
+
− =2
8,0 2,1
p pep enn
nnc c
unde:
– cep=327 g/kwh : consumul specific de combust ibil la turația puterii maxime.
Știind puterea la viteză maximă, se determină puterea maximă a motorului cu formula:
3
max2
max maxmax
max
+
+
=
p p pV
nn
nn
nnPP
kW2,77m ax=P
MP = P max
;
=
30575014,3
30=pn = 662,35 rad/sec
Consumul de combustibil este definit astfel:
• Consumul orar – cantitatea de combustibil în [kg] sau [l] consumată de motorul
autovehiculului în timp de 1 ora;
• Consumul specific de combustibil – consumul de combustibil în [g] pe care un motor de
autovehicul îl consuma in timp de 1 ora pentru a produce o pu tere de 1kW:
o ce=1000*(Qh/Pe) [g/kWh]
Pentru completarea caracteristicii exterioare cu curba consumului specific de combustibil se
utilizeaza relația:
ce=cep*[1,2 -(n/np)+0,8*(n/np)^2],
Tabelul 2.10.
Calcul pentru caracteristica exterioară
n[rpm] P[kW] M[Nm] ce[g/kW] P[kw]*2.5 Ce[g/Kw]/2
850 10,1540 114,0830 349,777 25,385 58,296
1250 15,8386 121,0068 333,676 39,596 55,613
1650 21,9260 126,9049 320,106 54,815 53,351
2050 28,2873 131,7772 309,069 70,718 51,511
2450 34,7935 135,6238 300,563 86,984 50,094
2850 41,3159 138,4446 294,589 103,290 49,098
3250 47,7255 140,2397 291,147 119,314 48,525
3750 55,3826 141,0410 290,406 138,457 48,401
4150 61,0672 140,5282 292,661 152,668 48,777
4550 66,2201 138,9895 297,448 165,550 49,575
4950 70,7125 136,4252 304,766 176,781 50,794
5350 74,4154 132,8350 314,617 186,039 52,436
5750 77,2000 128,2191 327,000 193,000 54,500
6150 78,9373 122,5775 341,915 197,343 56,986
6325 79,3352 119,7867 349,236 198,338 58,206
Fig.2.8. Caracteristica exterioar ă
2.8. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisie
2.8.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere
Valoarea maximă a raportului de transmitere i t max se obține când este cuplată prima treaptă a
cutiei de viteze, soluție când autovehiculul respectiv poate să urce panta maximă și să aibă potențial
de accelerație maximă la pornirea din loc. Raportul de transmitere maxim se calculează cu relația:
9547,13
m axm ax =
td ad
tMr Gi
2.8.2. Determinarea valorii minime a raportului de tran smitere
Valoarea minimă a raportului de transmitere a transmisiei este determinată din condiția
cinematică de realizare a vitezei maxime de performanță, când motorul funcționează la turația
maximă. Raportul de transmitere i tmin se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul
conic, fie prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducerea turației cu funcționare
permanentă montate în punte.
Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizeaz ă în condițiile de
viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze, valoarea raportului i tmin este dată de relația:
0.000050.0000100.0000150.0000200.0000250.0000
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000Caracteristica exterioara
M[Nm] P[kw]*2.5 Ce[g/Kw]/2
it min=
m axm ax**30 vnrr =4,292
2.8.3. Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de
viteze
Cunoscând raportul de transmitere i t max , cât și i t min se poate determina raportul de transmitere
iCV1 :
iCV 1 =
m inm ax
tt
ii = 3,2984
2.8.4. Determinarea num ărului treptelor de trepte
Pentru determinarea numărului de trepte se utilizează două metode: o metodă grafică și o
metodă analitică. Indiferent de metoda aleasă se fac unele ipoteze simplificatoare precum:
schimbarea treptelor de viteză să se facă instantaneu, astfel încât viteza maximă în treapta inferioară
să fie egală, cu viteza minimă în treapta superioară. Metoda recomandată de literatura de
specialitate este ace ea a etajării treptelor în progresie geometrică. Pentru calculul numărului de
trepte se pornește de la principiul că viteza maximă, într -o treaptă inferioară să fie egal cu vit eza
minimă într -o treaptă superioară, folosind relația:
Va K=
d
Krii**0
În cazul etajării cutiei de viteze în progresie geometrică, între valoarea maximă i 1 și minimă
in=1 în cutia de viteze s unt necesare n trepte date de relația:
n
MCV
nni
m ax1
loglog1+ ; => n=1,4 711. Se adoptă: n=5
Alegerea finală a mărimii numărului de trepte se face ținându -se cont de considerente
constructiv funcționale și de exploatare ale cutiei de viteze precum și de tipul și destinația
automobilului.
Fiind determinat numărul de trepte și ținând cont că i=1, într -o treaptă K, raportul de
transmitere este dat de relația:
iCV k=
1
1− − n kn
CVi ; unde: k=1…n=numarul treptei respective
n=5=numarul treptelor de viteza
2.8.5. Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze
Tabelul 2.11.
Rapoarte de transmitere
Treapta de viteza Valoarea raportului
Tr1 3,2984
Tr2 2,4475
Tr3 1,8162
Tr4 1,3476
Tr5 1
Determinarea numărului de trepte se poate face și pe cale analitică, menținându -se aceleași
ipoteze ca și în cazul celeilalte metode luând într -un sistem de axe perpendiculare, unde pe abscisă
se consideră viteza de deplasare notată cu “v”, iar pe ordonată se consideră viteza unghiulară
.
Dependența dintre viteza unghiulară de rotație a arborelui motorului și viteza de deplasare
a autovehiculului, într -o treaptă oarecare k, cu raportul de transmitere i cv k, este:
;v*ri*i
rcvk 0=
Pentru stabilirea numărului de trepte, mai întâi trebuie să se cunoască raportul de
transmitere pentru treapta I a cutiei de viteze ca să se poată determina celelalte rapoarte de
transmitere ale cutiei de viteze. Pentru ace asta trebuie ca funcționarea motorului pe caracteristica
exterioară să aibă loc într -un interval de viteze unghiulare cuprins în domeniul de stabilitate.
În plus se fac următoarele ipoteze: schimbarea treptelor de viteză învecinate sa se facă
instantane u, iar viteza maximă, într -o treaptă este egală cu viteza minimă în treapta imediat
superioară.
2.8.6. Calculul și construirea diagramei fier ăstrău
Fig. 2.9. Diagrama fier ăstrău
Tabelul 2.12.
Calculul diagramei fie ăstrău
tr1 tr2 tr3 tr4 tr5
n[rot/min
] v1[m/s] v2[m/s] v3[m/s] v4[m/s
] v5[m/s
] ω[rad/s
]
850 1,99 2,69 3,62 4,88 6,57 89,01
1250 2,93 3,95 5,32 7,17 9,67 130,90
1650 3,87 5,21 7,03 9,47 12,76 172,79
2050 4,81 6,48 8,73 11,76 15,85 214,68
2450 5,74 7,74 10,43 14,06 18,95 256,56
2850 6,68 9,01 12,14 16,36 22,04 298,45
3250 7,62 10,27 13,84 18,65 25,14 340,34
3750 8,79 11,85 15,97 21,52 29,00 392,70
4150 9,73 13,11 17,67 23,82 32,10 434,59
4550 10,67 14,38 19,38 26,11 35,19 476,47
4950 11,61 15,64 21,08 28,41 38,28 518,36
5350 12,54 16,91 22,78 30,70 41,38 560,25
5750 13,48 18,17 24,49 33,00 44,47 602,14
6150 14,42 19,43 26,19 35,29 47,56 644,03
6325 14,83 19,99 26,93 36,30 48,92 662,35
2.9. Studiul și determinarea performan țelor dinamice de trecere și de demarare
01000200030004000500060007000
0.00 10.00 20.00 30.00 40.00 50.00 60.00Diagrama fierastrau
2.9.1. Performanțele dinamice
Caracteristica de tracțiune sau caracteristica forței la roată reprezintă curbele de variație ale
forței la roată în funcție de viteza de deplasare a autovehiculului
()vf FR= pentru fiecare treaptă a
cutiei de viteze utilizată.
Construirea caracteristicii forței la roată se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului
pornind de la curba puterii sau momentului utilizând relațiile:
kt
RvPF
k= (2.1)
sau
dt t
RriM
Fk
k
= (2.2)
unde: M este momentul motor;
tki este raportul de transmitere al tra nsmisiei, când este cuplată treapta k de viteză cu
raportul
kCVi ;
t este randamentul transmisiei;
dr raza dinamică a roții.
Viteza de deplasare a autovehiculului se calculează cu relația:
ktki1
30nv = (2.3)
unde n este turația motorului corespunzătoare coordonatelor P sau M din caracteristica exterioară a
motorului.
Tabelul 2.13.
Calculul vitezelor de deplasare
vk [m/s]
viteza 1 viteza 2 viteza 3 viteza 4 viteza 5
1,993 2,686 3,620 4,878 6,574
2,931 3,950 5,323 7,173 9,667
3,869 5,214 7,026 9,469 12,761
4,807 6,478 8,730 11,765 15,854
5,745 7,742 10,433 14,060 18,948
6,682 9,006 12,136 16,356 22,042
7,620 10,270 13,840 18,651 25,135
8,793 11,849 15,969 21,520 29,002
9,731 13,113 17,672 23,816 32,096
10,668 14,377 19,376 26,111 35,189
11,606 15,641 21,079 28,407 38,283
12,544 16,905 22,782 30,702 41,376
13,482 18,169 24,486 32,998 44,470
14,420 19,433 26,189 35,294 47,563
14,830 19,986 26,934 36,298 48,917
Tabelul 2.14.
Calculul forțelor la roată
FR1 [N] FR2[N] FR3[N] FR4[N] FR5[N]
4942,32 3667,37 2721,31 2019,30 1498,39
5242,28 3889,95 2886,47 2141,86 1589,33
5497,80 4079,55 3027,16 2246,25 1666,80
5708,88 4236,18 3143,38 2332,50 1730,79
5875,52 4359,83 3235,14 2400,58 1781,31
5997,72 4450,51 3302,43 2450,51 1818,36
6075,49 4508,21 3345,25 2482,28 1841,94
6110,21 4533,98 3364,36 2496,47 1852,46
6087,99 4517,49 3352,13 2487,39 1845,73
6021,33 4468,03 3315,43 2460,16 1825,52
5910,23 4385,59 3254,26 2414,77 1791,84
5754,70 4270,18 3168,62 2351,22 1744,68
5554,73 4121,80 3058,51 2269,52 1684,06
5310,32 3940,44 2923,94 2169,66 1609,96
5189,42 3850,72 2857,37 2120,26 1573,30
Tabelul 2.15.
Calculul puteri i la roată
n
[rot/min] Pr1 [kW] Pr2 [kW] Pr3 [kW] Pr4
[kW] Pr5
[kW]
850 9,850 9,850 9,850 9,850 9,850
1250 15,365 15,365 15,365 15,365 15,365
1650 21,270 21,270 21,270 21,270 21,270
2050 27,441 27,441 27,441 27,441 27,441
2450 33,752 33,752 33,752 33,752 33,752
2850 40,079 40,079 40,079 40,079 40,079
3250 46,297 46,297 46,297 46,297 46,297
3750 53,725 53,725 53,725 53,725 53,725
4150 59,240 59,240 59,240 59,240 59,240
4550 64,238 64,238 64,238 64,238 64,238
4950 68,596 68,596 68,596 68,596 68,596
5350 72,188 72,188 72,188 72,188 72,188
5750 74,890 74,890 74,890 74,890 74,890
6150 76,575 76,575 76,575 76,575 76,575
6325 76,961 76,961 76,961 76,961 76,961
Fig.2.10.Caracteristica forței la roată
Fig.2.11.Caracteristica puterilor la roată
Pentru studiul performanțelor automobilului la deplasarea pe un anumit drum, caracterizat de o
înclinare longitudinală
și un coeficient de rezistență la rulare f caracteristica se completează și cu
bilanțul de tracțiune dat de relați a: 0.001000.002000.003000.004000.005000.006000.007000.00
0.000 10.000 20.000 30.000 40.000 50.000 60.000Caracteristica fortelor la roata
0.00010.00020.00030.00040.00050.00060.00070.00080.00090.000
0.000 10.000 20.000 30.000 40.000 50.000 60.000Caracteristica puterilor la roata
d p a r R R R RR F + + + =
Tabelul 2.16.
Calculul pentru bilanțul de tracțiune
v5 [m/s] Rrul [N] Ra [N] Rrul+Ra
[N] FR5 [N]
6,574 375,014 26,439 401,452 1498,390
9,667 375,014 57,177 432,191 1589,329
12,761 375,014 99,625 474,639 1666,796
15,854 375,014 153,783 528,797 1730,790
18,948 375,014 219,651 594,665 1781,312
22,042 375,014 297,229 672,243 1818,361
25,135 375,014 386,516 761,530 1841,938
29,002 375,014 514,593 889,607 1852,463
32,096 375,014 630,228 1005,241 1845,727
35,189 375,014 757,572 1132,586 1825,518
38,283 375,014 896,627 1271,640 1791,837
41,376 375,014 1047,391 1422,405 1744,683
44,470 375,014 1209,865 1584,879 1684,057
47,563 375,014 1384,049 1759,063 1609,959
48,917 375,014 1463,937 1838,950 1573,304
Fig.2.12.Bilan țul de trac țiune
0.000200.000400.000600.000800.0001000.0001200.0001400.0001600.0001800.0002000.000
0.000 10.000 20.000 30.000 40.000 50.000 60.000Bilantul de tractiune
Rrul [N] Rrul+Ra [N] FR5 [N]
Rezolvarea unor probleme legate de tracțiunea automobilului este posibil și prin studiul
bilanțului dintre puterea dezvoltată la roțile motoare și puterile pentru învingerea rezistențelor la
înterioare .
Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanțului de putere funcție de viteza
automobilului pentru toate treptele cutiei de viteze.
Bilanțul de putere al automobilului reprezintă echilibrul dintre puterea la roată P R și suma
puterilor necesa re învingerii rezistențelor la înaintare, rezistența la rulare ( Pr ), rezistența la urcarea
pantei ( Pp ), rezistența aerului ( Pa ) și rezistența la demaraj ( Pd ), dat de relația:
d a p r t R P P P P P P + + + ==
Deoarece studiul performanțelor automobilului se face de obicei funcție de deplasarea cu
viteze constante, pe o cale orizontală în stare bună, se notează cu P ro puterea consumată pentru
învingerea rezistenței la rulare pe calea orizontală bună cu un coeficient al rezistenței la rulare f o =
ct. pentru viteze uzuale.
Pro = G a*fo*V.
Bilanțul puterilor este de forma: P = P R – ( Pro + P a ) Pex unde P ex este o putere numită
excedentară față de deplasarea cu viteză constantă pe o cale ( sau disponibilă) . Această putere este
utilizată în urmă toarele scopuri: sporirea vitezei maxime, învingerea rezistențelor maxime ale căii
de rulare, sporirea vitezei și învingerea rezistențelor căii.
Calculul pentru bilanțul de putere
Tabelul 2.17. v5 [m/s] Prul [kW] Pa [kW] Prul+Pa
[kW] Pr5 [kW]
6,574 2,465 0,174 2,639 9,850
9,667 3,625 0,553 4,178 15,365
12,761 4,786 1,271 6,057 21,270
Fig.2.13. Bilantul de putere
2.9.2. Caracteristica dinamic ă
Folosind curbele de variație ale factiorului dinamic toate treptele din cutia de viteză se
obține caracteristica dinamică a autovehiculului.
Tabelul 2.18.
Calculul pentru caracteristica dinamică 0.00010.00020.00030.00040.00050.00060.00070.00080.00090.000100.000
0.000 10.000 20.000 30.000 40.000 50.000 60.000Bilantul de putere
Prul [kW] Prul+Pa [kW] Pr5 [kW]15,854 5,946 2,438 8,384 27,441
18,948 7,106 4,162 11,268 33,752
22,042 8,266 6,551 14,817 40,079
25,135 9,426 9,715 19,141 46,297
29,002 10,876 14,924 25,800 53,725
32,096 12,036 20,227 32,264 59,240
35,189 13,196 26,658 39,855 64,238
38,283 14,357 34,325 48,682 68,596
41,376 15,517 43,337 58,854 72,188
44,470 16,677 53,802 70,479 74,890
47,563 17,837 65,830 83,667 76,575
48,917 18,344 71,611 89,955 76,961
D1 v2 D2 v3 D3 v4 D4 v5 D5
Fig.2.14.Caracteristica dinamic ă
2.9.3. Performanțele la demarare
2.9.3.1. Accelerația automobilului. Caracteristica accelerației
Pentru determinarea accelerațiilor se consideră automobilul în miscare rectilinie pe o cale
orizontală în stare bună, cu un coeficient mediu al rezistenței la rulare, f.
Deci, puterea excedentară P ex va fi utilizată în acest caz numai pentru accelerare. 0.000000.050000.100000.150000.200000.250000.300000.35000
0.000 10.000 20.000 30.000 40.000 50.000 60.000Caracteristica dinamica[m/s] [m/s] [m/s] [m/s]
0,26345 2,686 0,19535 3,620 0,14470 4,878 0,10692 6,574 0,07850
0,27930 3,950 0,20695 5,323 0,15301 7,173 0,11255 9,667 0,08171
0,29272 5,214 0,21668 7,026 0,15983 9,469 0,11687 12,761 0,08358
0,30371 6,478 0,22455 8,730 0,16515 11,765 0,11988 15,854 0,08410
0,31227 7,742 0,23056 10,433 0,16898 14,060 0,12158 18,948 0,08329
0,31841 9,006 0,23471 12,136 0,17132 16,356 0,12196 22,042 0,08112
0,32212 10,270 0,23699 13,840 0,17216 18,651 0,12103 25,135 0,07762
0,32334 11,849 0,23722 15,969 0,17111 21,520 0,11803 29,002 0,07135
0,32159 13,113 0,23531 17,672 0,16858 23,816 0,11415 32,096 0,06482
0,31741 14,377 0,23154 19,376 0,16457 26,111 0,10896 35,189 0,05696
0,31081 15,641 0,22591 21,079 0,15906 28,407 0,10245 38,283 0,04774
0,30177 16,905 0,21841 22,782 0,15205 30,702 0,09464 41,376 0,03719
0,29031 18,169 0,20905 24,486 0,14355 32,998 0,08551 44,470 0,02529
0,27642 19,433 0,19783 26,189 0,13356 35,294 0,07507 47,563 0,01205
0,26958 19,986 0,19233 26,934 0,12872 36,298 0,07009 48,917
= fcos + sin
= 0
= f = 0.018
D = +
dtdv
g a=
dtdv ‚ ( D – )
g , unde:
k- coeficient de influență a maselor aflate în mișcare de rotație
a
= (D
– )
g ; D =
g
GZe aGZm
cem
− = →
0 0
Tabelul 2.19.
Calculul pentru caracteristica accelerațiilor
a1 [m/s²] a2 [m/s²] a3 [m/s²] a4
[m/s²] a5
[m/s²]
1,66408 1,38768 1,08075 0,79490 0,55182
1,77239 1,47945 1,15278 0,84642 0,58211
1,86412 1,55648 1,21186 0,88594 0,59972
1,93925 1,61877 1,25799 0,91346 0,60467
1,99779 1,66632 1,29117 0,92898 0,59695
2,03974 1,69912 1,31140 0,93250 0,57656
2,06510 1,71719 1,31868 0,92401 0,54351
2,07346 1,71904 1,30957 0,89654 0,48437
2,06149 1,70393 1,28771 0,86105 0,42281
2,03292 1,67408 1,25290 0,81357 0,34859
1,98776 1,62949 1,20514 0,75409 0,26169
1,92601 1,57016 1,14443 0,68260 0,16213
1,84767 1,49609 1,07078 0,59912 0,04989
1,75274 1,40728 0,98417 0,50363 -0,07501
1,70599 1,36378 0,94220 0,45808 0,00000
Fig. 2.1 5. Caracteristica accelera țiilor
2.9.3.2. Caracteristica la demarare
Tabelul 2. 20.
Inversul accelerațiilor
1/a1 [s²/m] 1/a2 [s²/m] 1/a3 [s²/m] 1/a4 [s²/m] 1/a5 [s²/m]
0,600933306 0,720629265 0,925281089 1,258022874 1,812172282
0,564208687 0,67592727 0,867466639 1,181448783 1,717893048
0,536446787 0,642475207 0,82517681 1,128746785 1,667431622
0,515663262 0,617753125 0,79491832 1,094741375 1,653786715
0,500552966 0,600125859 0,774491195 1,076453147 1,675174117
0,490258704 0,588538984 0,762544062 1,072391322 1,734410803
0,484238863 0,582347893 0,758334678 1,082235121 1,839898299
0,482285449 0,5817215 0,763611055 1,115404437 2,064523735
0,485086821 0,586878457 0,776572949 1,161368628 2,365109249
0,491903098 0,597341894 0,798147763 1,2291507 2,868736581
0,503078061 0,613687388 0,829777303 1,326108149 3,821324164
0,519207093 0,63687644 0,873794073 1,464981859 6,168076302
0,541221395 0,668408726 0,933901995 1,669120583 20,04303782
0,570535291 0,710592642 1,016086769 1,985572636
0,586170057 0,733253914 1,061340565 2,183001631
0.000000.500001.000001.500002.000002.50000
0.000 10.000 20.000 30.000 40.000 50.000 60.000Caracteristica acceleratiilor
2.9.4. Timpul și spațiul de demarare
Tabelul 2.2 1.
Calculul pentru timpul și spațiul la demarare
v [m/s] td [s] Sd [m]
0,00 0,00 0,00
2,78 1,67 4,64
5,56 3,16 13,41
8,33 4,59 26,17
11,11 5,98 42,79
13,89 7,34 63,19
16,67 8,69 87,32
19,44 10,03 115,18
22,22 11,38 146,78
25,00 12,74 182,18
27,78 14,14 221,45
30,56 15,58 264,74
33,33 17,09 312,20
Fig. 2.1 6. Timpul de demarare
0.002.004.006.008.0010.0012.0014.0016.0018.00
0.00 5.00 10.00 15.00 20.00 25.00 30.00 35.00td [s]
Fig. 2.1 7. Spațiul de demarare
2.9.5. Timpul și spațiul de frânare
Tabelul 2.22.
Calcul ul pentru spațiul de frânare
v[km/h] φ sf1[m] sf2[m] sf3[m] sf4[m]
100 0,8 49,00807653 65,34410204 98,01615306 196,0323061
90 0,6 39,69654199 52,92872265 79,39308398 158,786168
80 0,4 31,36516898 41,82022531 62,73033796 125,4606759
70 0,2 24,0139575 32,01861 48,027915 96,05583
60 0 17,64290755 23,52387673 35,2858151 70,5716302
50 12,25201913 16,33602551 24,50403827 49,00807653
40 7,841292245 10,45505633 15,68258449 31,36516898
30 4,410726888 5,880969184 8,821453776 17,64290755
20 1,960323061 2,613764082 3,920646122 7,841292245
10 0,490080765 0,65344102 0,980161531 1,960323061
0 0 0 0 0
0.0050.00100.00150.00200.00250.00300.00350.00
0.00 5.00 10.00 15.00 20.00 25.00 30.00 35.00Sd [m]
Fig.2.18. Spațiul de frana re
Tabelul 2.23.
Calculul pentru timpul de frânare
tf1[s] tf2[s] tf3[s] tf4[s]
3,539472194 4,719296259 7,078944388 14,15788878
3,185524975 4,247366633 6,371049949 12,7420999
2,831577755 3,775437007 5,66315551 11,32631102
2,477630536 3,303507381 4,955261071 9,910522143
2,123683316 2,831577755 4,247366633 8,494733265
1,769736097 2,359648129 3,539472194 7,078944388
1,415788878 1,887718503 2,831577755 5,66315551
1,061841658 1,415788878 2,123683316 4,247366633
0,707894439 0,943859252 1,415788878 2,831577755
0,353947219 0,471929626 0,707894439 1,415788878
0 0 0 0
050100150200250
0 20 40 60 80 100 120Spatiul de franare
sf1[m] sf2[m] sf3[m] sf4[m]
Fig. 2.1 9. Timpul de frânare
0246810121416
0 20 40 60 80 100 120Timpul de franare
tf1[s] tf2[s] tf3[s] tf4[s]
3. CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AMBREIAJULUI
3.1. Studiul ambreiajului și a soluțiilor similare
3.1.1. Generalități
Ambreiajul reprezintă un dispozitiv de cuplare care leagă arborele cotit al motorului 1 și
arborele primar al cutiei de viteze 3, fiind amplasat în vecinătatea volantului motorului, cu care este
compatibil în dimensiuni.
Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în vederea compensării principalelor
dezavantaje funcționale ale motorului cu ardere interna, precum și ale cutiei de viteze mecanice în
trepte.
Fig. 3.1. Dispunerea ambreiajului în echipamentul de propulsie
Principalele probleme pe care ambreiajul le rezolvă sunt:
• cuplarea progresivă a motorului de restul transmisiei la pornirea din loc a automobilului;
• decuplarea temporară a transmisiei la:
– pornirea motorului termic, în vederea atingerii regimului de functionare stabilă a acestuia;
– schimbarea treptelor de viteză;
– frânarea automobilului pâna la oprire;
•limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din organele transmisiei și motorului (cuplaj de
siguranță);
• izolarea între motor și transmisie a vibrațiilor torsionale provenite din funcționarea motorului și
din deplasarea automobilului pe cale.
De obicei, pentru automobile sunt utilizate ambreiaje mecanice. În acest caz, transmiterea
momentului motor către celelalte părți componente ale transmisiei este realizată prin intermediul
forțelor de frecare existente între suprafețele aflate în contact. Așadar, la aceste tipuri de ambreiaje,
distingem trei componente principale ce pot fi observate în figura 3.2.
– componenta conducătoare, comp usă din volantul 1 al motorului și mecanismul ambreiaj 2,
piese aflate în permanentă legătură cu motorul (aflate în mișcare de rotație pe timpul
funcționării motorului)
– componenta condusă, formată din discul de ambreiaj 3 și arborele ambreiaj , piesele care au
conexiuni directe cu transmisia motorului ;
– sitemul de acționare, care cuprinde manșonul de decuplare 4, furca 5 și un dispozitiv extern
de comanda 6, mecanic sau hidraulic, piese ce au rolul de a transmite comanda de acționare
către ambreiaj.
Fig. 3.2. Compunerea generală a ambreiajulu
Operațiile ambreiajului:
1. Debreierea reprezintă operația prin care se decuplează ambreiajul, deci mișcarea de rotație a
motorului nu se mai transmite și implicit poate avea loc schimbarea vitezelor. Debreierea se
realizează întotdeauna brusc prin apăsarea directă a pedalei.
2. Ambreierea este operația opusă, de cuplare a ambreiajului și presupune ponderarea valorii
maxime a momentului de torsiune din cadrul cuplajului de siguranță.
3.1.2. Cerințele ambreiajului
Există o serie de condiții care se impun în ceea ce privește funcționarea și utilizarea
ambreiajului:
– Operația de debreiere trebuie să se realizeze complet, rapid și cu un efort minim din partea
conducătorului. În cazul în care nu este respectată condiția de completitudine, există riscul de a avea
loc mai multe evenimente neplăcute, precum apariția zgomotelor și șocurilor la schimbarea
treptelor.
– Ambreierea trebuie sa se realizeze în mod pr ogresiv și perfect din punctul de vedere al
patinării care ar putea apărea în timpul rulării. În situația în care ambreiajul este cuplat brusc, există
posibilitatea apariției șocurilor mai ales la plecarea de pe loc, dar și ulterior. Acestea nu numai ca
produc un disconfort, dar de asemenea produc uzura pieselor. Luând în considerare aceste situații,
ambreiajul trebuie să fi astfel conceput încât să poată transmite momentul motor maxim chiar și
când piesele sunt uzate în limita admisibilă. Mai mult decât at ât, trebuie să dispună de un nivel
ridicat de siguranță în funcționate și o durată semnificativă de serviciu.
– În stare cuplată, sa asigure transmiterea integrală a momentului maxim al motorului, fără
patinare, iar în regimurile în care pot apărea suprasarcini dinamice să limiteze, prin patinare,
creșterea momentului, evitându -se astfel suprasolicitarea organelor transmisiei.
Se cunoaște faptul că ambreiajul reprezintă cel mai utilizat și solicitat sistem din cadrul
transmisiei la orice automobil. F iabilitatea acestuia trebuie, deci, să corespundă cu cea a
schimbătorului de viteze pentru automobilele de fabricație modernă.
În afară de aceste aspecte, ambreiajul trebuie să îndeplinească și următoarele condiții:
– Masa proprie și momentul de inerție să fie cât mai reduse;
– Dimensiunile ce țin de gabarit să fie limitate;
– Variația parametrilor de bază să fie cât mai mică pe durata exploatării și să existe dispozitive
destinate reglării;
– Să existe un echilibru dinamic;
– Să fie accesibil în ceea ce privește în treținerea, sau, daca este posibil, să nu fie nevoie de
acțiuni de întreținere;
– Construcția să fie simplă și costurile de producție reduse.
3.1.3. Soluții constructive de ambreiaje mecanice
Ambreiajele mecanice întâlnite în construcția de autoturisme sunt cele cu arcuri. Schemele de
organizare constructivă a acestor ambreiaje sunt prezentate în fig. 3.3. Partea conducătoare, legată de
arborele cotit 1 al motorului, e ste formată din volantul 2, de care se montează, prin șuruburile 3,
carcasa 4 a mecanismului ambreiaj. Solidar în rotație cu carcasa 4, având însă față de aceasta
mobilitate relativă de translație, se găsește discul de presiune 5.
Pentru realizarea forței necesare menține rii stării cuplate a ambreiajului, între carcasa 4 și
discul de presiune 5 sunt montate precomprimate, arcurile periferice 7 (fig. 3.3,a), respectiv arcul
central diafragmă 9 (fig. 3. 3,b).
Arcurile periferice 7 (fig.3.3,a), dispuse la distanțe eg ale pe periferia discului de presiune,
sunt arcuri elicoidale din sârmă trasă c e au caracteristică liniară. Stările de funcționare ale
ambreiajului sunt determinate prin modificarea săgeții elastice a arcurilor. Pentru aceasta,
ambreiajul este prevăzut cu pârghiile de decuplare 6.
La ambreiajul cu arc central diafragmă (fig. 3.3,b), rolul arcurilor de presiune și al pârghiilor
de decuplare este îndeplinit de un disc subțire confecționat din oțel 9, de formă tronconică, cu o
serie de brațe elastice formate din tăieturi radiale. În mecanismul ambreiaj prezentat, arcul se
sprijină, prin cercul bazei mari pe discul de presiune 5 și, prin reazemul 8 din zona mediană, de
carcasa 4. Prin modificarea înălțimii trunchiului de con la acționarea cu o forță de formatoare asupra
cercului bazei mici se obține situarea arcului în diferite poziții în caracteristica elastică,
corespunzătoare stărilor de funcționare.
Partea condusă este reprezentată prin ansamblul discului condus 10, montat prin caneluri pe
arborele 11, care, este arborele primar al cutiei de viteze în majoritatea cazurilor.
Partea de comandă este reprezentată prin pârghia 13 și p rin manșonul de decuplare 12.
Ambreiajul este cuplat , în stare normală. Starea “normal cuplată” este efectul arcurilor de presiune 7
(fig.3.3,a), respectiv al arcului diafragma 9 (fig. 3.3,b), c e, montate precomprimat între carcasa 4 și
discul de presiune 5, în tendința de destindere, vor realiza astfel strângerea discului condus între
volant și discul de presiune.
Forțele normale de apăsare dintre suprafețele conduse și suprafețele conducătoare vor
determina apariția forțelor de frec are, fiecare suprafață de frecare reprezentând o cale de legătură
dintre părțile condusă și conducătoare. Forțele de frecare astfel generate, reduse în raport cu axa de
rotație, dau naștere momentului capabil al ambreiajului.
Decuplarea ambreiajul ui se obține când în partea de comandă se dezvoltă o forță de decuplare
Fd, sub acțiunea căreia manșonul de decuplare 12, deplasat axial spre stânga, va roti pârghiile de
decuplare 6, respectiv generatoarele arcului diafragmă 9, în sens orar. Simultan cu p reluarea de
către pârghiile de decuplare a forțelor elastice ale arcurilor, prin comprimarea suplimentară a
arcurilor, discul de presiune 5 este deplasat axial spre stânga, până când se desface contactul cu
frecare dintre părțile conducătoare și condusă. S e obține starea de debreiere (decuparea motorului
de transmisie). Ambreierea după debreiere (recuplarea motorului de transmisie) se obține prin
anularea forței de decuplare Fd din partea de acționare, când, prin destinderea arcurilor în starea
anterioară d ecuplării, se realizează contactul cu frecare dintre partea conducătoare și partea
condusă.
Fig.3. 3. Schemele de organizare constructivă a ambreiajelor mecanice cu arcuri:
a-ambreiajul cu arcuri periferice; b – ambreiajul cu arc central diafragmă
La ambreiajele cu arc central diafragma, în functie de sensul de ac ționare al for ței de
decuplare, se disting dou ă tipuri: ambreiajul cu arc diafragm ă decuplabil prin comprimare, numit și
ambreiaj de tip apăsat și ambreiajul cu arc diafragm ă decuplabil prin trac țiune, numit și ambreiaj de
tip tras.
Construc ția ambreiajului cu arc diafragm ă de tip apăsat (fig.3.4) utilizat la majoritatea
autoturismelor de talie mic ă și medie, precum și a autoutilitarelor u șoare, cuprinde în partea
cond ucătoare: volantul 1 al motorului, carcasa ambreiajului 2, discul de presiune 3 și arcul
diafragma 4, montat precomprimat în carcas ă. Solidarizarea în rota ție dintre discul de presiune 3 și
carcasa 2 se face prin intermediul lamelelor elastice multiple 5, care permit și transla țiile relative
dintre disc și carcasa necesare decupl ării și compens ării uzurilor.
În stare cuplat ă, starea normal ă a ambreiajului (pozi ția C – deasupra axei de simetrie –
fig.3.4), arcul diafragma 4, precomprimat între discul de presiune și carcasa, apas ă prin diametrul
bazei mari asupra discului de presiune, exercitând astfel for ța de apasare necesar ă menținerii
ambreiajului în stare cuplat ă. Față de carcasa 2, arcul se sprijin ă prin intermediul pr oeminentei
circulare “a” ambutisat ă pe carcas ă.
Fig. 3.4. Constructia ambreiajului cu arc diafragmă ”apasat”
Pentru decuplare (pozi ția D – sub axa de simetrie – fig.3.4), prin apăsarea pedalei 6 este
determinată rotirea pârghiei de debreiere 7, care este articulată fată de carterul ambreiajului;
manșonul de decuplare 8 se deplasează axial spre stânga, ac ționează arcul diafragmă în zona
cercului bazei mici și se rote ște în raport cu articulația de pe carcasă. Ca u rmare a rotirii arcului în
sens orar, rezemat pe coroana inelară “b” fixată pe carcasa 4, încetează acțiunea de apsăre asupra
discului de presiune și, prin lamele multiple 5, cu rol de arcuri readucatoare, discul de presiune 3 se
retrage spre carcasă, real izându -se astfel decuplarea ambreiajului prin desfacerea legaturii cu frecare
dintre discul condus 9 și suprafețele conducătoare de frecare ale volantului 1 și discului de presiune
3.
Construcția ambreiajelor cu arc diafragmă de tip tras (fig. 3.5) diferă de cea prezentată prin
modul de montare al arcului diafragmă 1 precomprimat între carcasa 2 și discul de presiune 3 prin
rezemarea de carcasă prin cercul bazei mari. Starea decuplată se obține prin deplasarea man șonului
de decuplare 4 în sensul săgetii, respectiv prin departarea man șonului de volantul motorului.
Fig. 3.5. Construcția ambreiajului cu arc diafragmă :”tras”
3.1.4. Mecanismul de acționare a ambreiajului
Pentru ambreiajul mecanic cu discuri există două stări în timpul funcționării: cupla t și
decuplat. Acțiunea de debreiere, realizată prin sistemul de acționare care are rolul de a desface
legătura de cuplare, produce trecerea dintre starea cuplată și starea decuplată a ambreiajului.
Există o serie de cerințe ce trebuie îndeplinite de cătr e sistemele de acționare, în vederea
corespondenței dintre partea constructivă și cea funcțională:
– Cuplarea și decuplarea să se realizeze rapid și total;
– Pedala să fie acționată cu o forță minimă, 80120 N pentru cursele de 80120 mm;
– Jocurile cauzate de uz uri normale să fie compensate automat;
– Construcția să fie simplă și sigură de utilizat.
Din punctul de vedere al construcției, există mai multe tipuri de sisteme de acționare:
– Acționare mecanică
– Acționare hidraulică
– Acționare electromagnetică
3.2. Calculul ambreiajelor mecanice
3.2.1. Determinarea parametrilor de bază
Calculul ambreiajului presupune stabilirea dimensiunilor pentru elementele principale, față
de valoarea momentului motor și ținând cont de parametrii constructivi ai autoveiculului. Părțile
componente în ceea ce privește calcului ambreiajului sunt determinarea dimensiunilor garniturilor
de frecare; calculul arcurilor de presiune; calculul arborelui; calculul mecanismului de acționare.
Parametrii de baz ă necesari pentru calculul ambreiajului sunt:
– Coeficientul de siguranță,
– Presiunea specifică,
– Creșterea de temperatură din ambreiaj la momentul pornirii de pe loc.
a. Determinarea coeficientului de siguranță a ambreiajului, β
Acționarea ambreiajului, fazele de cuplare și decuplare a acestuia, presupun în timpul funcționării
frecări normale care duc inevitabil la uzura discurilor conduse și nu numai. Această uzură determină
în cazul garniturilor de frecare o slăbire a arcurilor, ceea ce im plicit înseamnă o modificare a forței
de apăsare. Pentru a evita imposibilitatea de a transmite momentul maxim motor, se alege
momentul capabil mai mare decât momentul maxim motor. În această situație intervine coeficientul
de siguranță, care este de fapt valoarea raportului dintre momentul de calcul al ambreiajului M c și
momentul maxim motor M max :
1MM
m axa = .
În acest mod se poate obține valoarea pentru momentul necesar al ambreiajului.
Momentul maxim al motorului trebuie să fie deci mai mic decât momentul de frecare a
ambreiajului. Acest lucru este necesar pentru transmiterea momentului maxim al motorului, evitând
patinarea ambreiajului pe întreaga durată de funcționare, chiar și în cazul uzurii garniturii de
frecare, moment în care forța de apăsare exercitată de arcurile de presiune scade.
]/ [m ax m daN M Mc =
(3.1)
Vom alege valoarea coeficientului maxim de siguranță
ținând cont de recomandările din
literatura de specialitate referință , luând în consi derare modelul ambreiajului și condițiile de
exploatare ale automobilului. Astfel pentru autoturisme avem:
= 1,3…1,75.
Alegem
= 1,31 datorită următoarelor criterii:
– Evitarea situației în care ambreiajul patineaz ă după uzura garniturilor;
– Forța necesară acționării pedalei ambreiajului să fie optimă, fără să solicite un efort mare din
partea conducătorului
m daN MM
cc
/ 4763,1181041,1431,1
= =
b. Presiunea specifică p 0
Presiunea specifică dintre suprafețele de frecare ale ambreiajului este raportul dintre forța de
presiune exercitată de arcuri și aria suprafeței de frecare a ambreiajului.
] MPa[AFp0=
(3.2.)
În cazul garniturilor de frecare de ferodou, valoarea admisă pentru presiunea specifică est e:
=25,3…5,1cmdaNpa
c. Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului (Δt )
În situația patinării ambreiajului, lucrul mecanic de frecare se transformă în căldură, ceea ce
duce inevitabil la încălzirea ambreiajului. Acest aspect se poate verifica prin aprecierea unei creșteri
de temperatură
la discul cel mai solicitat termic. Pentru ambreiajul monodisc, această verificare
se aplică discurilor de presiune, întrucât discul termic este izolat prin intermediul garniturilor de
frecare.
Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune, aflate în cont act direct cu planul de
alunecare, cu relația :
pmcLt=
[˚C] (3.3)
adoptata marime t _ 10→ =
unde:
Δt – creșterea de temperatură; [˚C]
– coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al ambreiajului;
= 0,5
mp – masa pieselor ce se încălzesc; [kg]
c – căldura specifică a pieselor; c = 500 J/kg OC pentru fontă și oțel;
L – lucrul mecanic de patinare, dat d e relația:
m daNiirG L
Ir
a / 3,3572
022
= (3.4)
unde:
▪
aG =18750,6 – greutatea totală a autovehiculului, exprimată în daN;
▪
rr – raza de rulare pentru roțile motoare, exprimată în metri
▪
m 311,0=rr
(3.5)
0r-
raza liberă a roții care se poate determina pe baza caracteristicii anvelopei
▪ iI – raportul de transmitere pentru treapta întâi de viteză
▪ i0 – raportul de transmitere pentru transmisia principală
Din relația (3.4) se obține:
m daN 1169,3401107,4 3947,3311,05, 19163,3572 22
= =
LL
3.2.2. Dimensionarea garniturilor de frecare
Calculul garniturilor de frecare se referă la: determinarea dimensiunilor pentru garnitură,
calculul presiunii și verificarea la uzură.
Figura 3.6. Garnitura de frecare a ambreiajulu i
Raza exterioară de la garnitura de frecare se obține cu relația:
( )mmciMRe 2m ax
110−=
(3.6)
unde:
▪
– coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului și al automobilului.
= 25…30
m daNcm
2 pentru ambreiaj monodisc de autoturisme
Alegem
= 27
m daNcm
2
▪ I = 2 – numărul perechilor de suprafețe aflate în contact
▪
ei
RRc=
pentru autovehicule c = 0,55 -0,75
Alegem c = 0,7.
Pentru motoare care funcți onează optim la un număr de turații mult mai mare, se pot alege
valori superioare pentru c, astfel că la periferie sunt mai intense alunecările dintre suprafețele de
frecare.
( )
mm RRR
iee
3093,747,0* 0133,109mm 0133,1097,0121041,1427102
= ==−=
𝑅𝑚𝑒𝑑= 𝑅𝑒+𝑅𝑖
2=109 ,0133 +74,3093
2=91,6613 [mm] (3.7)
Având în vedere standardizarea dimensiunilor pentru garniturile de frecare, vom alege,
ținând cont de STAS 7793 -83 valorile care sunt superioare cele mai apropiate de valoarea calculată
anterior.
Tabel 3.1
Dimensiunile pentru garnitura de frecare aleasă din STAS 7793 -83
De
150
160
180
200
225
250
280
300
305
310
325
350
380
400
420
Di
100
110
120
130
150
150
155
165
165
165
175
185
195
200
220
220
g
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
– diametrul exterior al garniturii de frecare:
=eD 225 mm
– diametrul interior al garnituri de frecare:
=iD 150 mm
– grosimea g =3,5 mm
Raza exterioară a garniturii:
mm RRmmDR
eee
e
5.1122225][2
===
(3.8)
Raza interioară a garniturii:
mm RRmmDR
iii
i
752150][2
===
(3.9)
Raza medie a suprafeței de frecare se determină cu relația:
mm RRmmR RR RR
mmi ei e
m
9575 5.112755.112
3232
2 23 32 23 3
=−−=−−= (3.10)
Condiția ca
cM momentul de calcul să fie egal cu
aM momentul de frecare poate fi dedusă
din următoarea ecuație:
daNRciMF
m fa3 m ax10=
(3.11)
▪
cF – forța de apăsare pe discul de presiun e;
▪
– coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului; pentru frecare ferodou fontă
= 0,25…0,35. Adoptăm
= 0,29.
▪
fc – coeficient pentru frecarea dintre butucul discului condus și arborele
ambreiajului.
Pentru ambreiaje monodisc
fc = 0,90…0,95
Adoptăm
fc =0,92
Din relația (3.11) se obține mai departe:
daN 483,364109592,0229,01041,1431,1] [10
33 m ax
= ==
aam fa
FFdaNRciMF
3.2.3. Calculul p ărții condu cătoare
3.2.3.1. Dimensionarea discului de presiune
Asimilând discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei: raza exterioară
red=Re+(3…5) mm, raza interioară r id=Ri-(3…5) mm, R e, R i fiind razele exterioară, respectiv
interioară ale discului condus, se obține din relația (6.21), înălțimea necesară a discului de presiune
este:
ℎ𝑑=𝐿·𝛼
𝑐·𝜋·𝜌·∆𝑡·(𝑟𝑒𝑑2−𝑟𝑖𝑑2) (3.12)
Fig.3.7. Dimensionarea discului de presiune
𝑟𝑒𝑑=𝑅𝑒+(3…5)=109 ,0133 +4=113 ,0133 𝑚𝑚 (3.13)
𝑟𝑖𝑑=𝑅𝑖−(3…5)=74,3093 −4=70,3093 mm (3.14)
ℎ𝑑=340116 ,9·0.5·105
500 ·𝜋·7800 ·10·(113 ,01332−70,30932)
ℎ𝑑=0.001773 (3.15)
Se adoptă: 17 mm
3.2.3.2. Calculul elementelor de legătură
La legătura prin bride, calculul cuprinde calculul niturilor de fixare a bridelor elastice de
carcasă și respectiv de discul de presiune cu relațiile:
pentru strivire:
] [MPaRgdzM
RAzMM
sa
s== (3.16)
pentru forfecare:
] [4
4MPaRd zM
RAzMM
fa
f== (3.17)
unde: A s=d.g este aria de strivire; A f=
44d – aria de forfecare; d – diametrul nitului; g -grosimea
bridei; R -raza medie de dispu nere a bridelor; z – numărul bridelor.
Fig.3.8. Soluții de fixare între discul de presiune și carcasa ambreiajului:
a- fixarea prin umăr; b – fixarea prin canelură; c – fixarea prin bride
unde:
d = 8 mm
g = 3,5mm
Rmed = 92,6613 mm, raza medie de dispunere a bridelor.
z = 5 bride
-pentru strivire:
𝜎𝑆=1.31·141 ,1041 ·103
5·8·3.5·92,6613=14,249 𝑀𝑃𝑎 <
as = 60…80 MPa, pentru OLC 45 (3.18)
-pentru forfecare:
𝜏𝑓=4·1.31·141 ,1041 ·105
5·𝜋·84·92,6613=12,4020 𝑀𝑝𝑎 < 𝜏𝑓=60…80 𝑀𝑃𝑎 ,𝑝𝑒𝑛𝑡𝑟𝑢 𝑂𝐿𝐶 45 (3.19)
3.2.4. Calculul părții conduse
3.2.4.1. Calculul arborelui ambreiajului
Figura 3.9. Arborele ambreiajului
Solicitările de torsiune care au un moment echivalent cu momentul de calcul de la ambreiaj
și solicitările de strivire și forfecare de la nivelul canelurilor, unde glisează discul condus afectează
arborele ambreiajului. Condiția de rezistență la torsiune este utilizată pentru a determina diametrul
interior pentru arborele, de unde reiese relația:
cm 9827,20 10002.010 1041,1431,13][ 2.0103
55
m ax
= = =
iitai
ddcmMd
(3.20)
Vom alege
ta =1000 daN/cm2.
Arborele ambreiajului este confecționat din oțel aliat, folosit la cementare 21MoCr12
conform STAS 1769 -86.
Tabel 3. 2.
z 6 8 10
de 14 16 20 22 25 28 32 34 38 42 48 54 60 65 72 82 92 102 112 125
di 11 13 16 18 21 23 23 28 32 36 42 46 52 56 62 72 82 92 102 112
b 3 3,5 4 5 5 6 6 7 6 7 8 9 10 10 12 12 12 14 16 18
Având în vedere că dimensiunile arborilor canelați sunt standardizate, din STAS 1769 -86
vom alege următoarele dimensiuni:
– diametrul interior al canelurii d i=21 mm
– diametrul exterior al canelurii d e=25 mm
– numărul canelurilor z=6
– lățimea canelurilor b=5 mm.
Verificarea în cazul strivirii canelurilor pentru arborele ambreiajului se realizează cu relația:
2222
m ax
5693,46)1,25,2(3,25,2610 1041,1431,14 ) (10 4
cmdaNPPcmdaN
ddhlzMP
ssi es
=+ =
+ =
(3.21)
unde:
▪ l – lungimea butucului pentru discul condus
Luând în considerare că lucrul se realizează în condiții obișnuite, alegem lungimea discului
condus l = d e = 2,5 cm.
▪ h – înălțimea canelurii arborelui
cm 2,321,25,2][ 2
=+=+=
hhcmd dhi e
(3.22)
Știind că P sa, rezistența admisibilă la strivire a canelurilor arborelui de la ambreiaj este
cuprinsă între 200 și 250daN/cm2, se poate observa că P s<Psa , astfel că se poate afirma că arborele
este rezistent la strivire.
Verificarea în cazul forfecării se poate realiza cu relația:
2222
m ax
21,4218)1,25,2(55,2610 1041,1431,14 ) (10 4
cmdaNcmdaN
ddblzM
ffi ef
=+ =
+ =
(3.23)
Rezistența admisibilă în cazul forfecării este:
=2300…200cmdaN
fa .
Având în vedere inegalitatea
fa f afirmăm că arborele este rezistent la forfecare.
3.2.4.2. Calculul arcului elementului suplimentar
Arcul elementului suplimentar este de tip elicoidal. Este utilizat pentru reducerea rigidității
cauzate de transformare, amortizează șocurile și previne apariția fenomenului de rezonanță la
frecvențe înalte ale oscilațiilor prezente în torsiunea din transm isie.
Pentru o funcționare corespunzătoare a elementului elastic suplimentar, este nevoie ca
momentul de torsiune utilizat pentru comprimare până la limita opritorilor să fie egal cu cel produs
de forța de aderență de la roțile motoare, în situația unui drum uscat, care are coeficientul de
aderență
8.0= , fiind redus în treapta I de viteză la arborele ambreiajului. Se cunoaște că numărul
de arcuri prevăzute la elementul elastic suplimentar este
ez cuprins între 8 și 12 arcuri în cazul
diametrului exterior al ambreiajului
mm De250 . Vom alege z e=10 arcuri. Montarea arcurilor în
interiorul butucul discului se realizează în mod pretensionat prin intermediul comprimării, utilizând
o săgeată de proporție 10 -13% din lungimea liberă a arcului.
Se consideră ca asupra arcur ilor elementului elastic se exercită solicitări de către momentul
maxim admis de aderență:
mNiir GMc
t sr ad
arc = == 0421,14197.0 1107,4 3947,3311,08,0 3951, 7673
0 1
(3.24)
unde:
Gad – greutatea aderentă a automobilului;
φ – coeficientul de aderență a drumului;
is1 – raportul de transmitere al primei trepte;
i0 – raportul de transmitere al transmisie principale;
ηt=0,97 – randamentul transmisiei.
În cazul în care raza medie de dispunere a arcurilor R m = 60 mm și dacă toate arcurile z = 6
participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forța de calcul devine:
mNRzMFc
mc
arc === 1783,3906,060421,141
(3.25)
Valoarea maximă pentru săgeata arcului se obține din condiția ca amplitudinea unghiulară admis ă
de elementul elastic să se încadreze în intervalul θ= (7 -10)°
mm R fm 3503.8 8sin60 sin0
m ax = = =
(3.26)
Arcurile folosite la componenta elastică suplimentară de la ambreiaj pres upun următoarele
caracteristici:
– diametrul sârmei arcului d = 3 -4 mm. Alegem d=4 mm.
– diametrul spirei arcurilor D = 14 -19 mm. Alegem D=17 mm.
– numărul total de spire a arcurilor
=sn 6 spire. Alegem n s=6 spire.
3.2.4.3. Calcul niturilor de fixare a discului propriu -zis pe butucul ambreiajului
Niturile utilizate pentru fixarea discului propriu -zis pe flanșa butucului se confecționează
din OL 38 și sunt supuse solicitărilor ce țin de forfecare și strivire. Verificarea rezistenței acestor
nituri în cazul forfecării se realizează utilizând relația:
=2 2m ax
4cmdaN
dzrM
n
n nf (3.27)
unde:
▪
nr – raza cercului unde sunt dispuse niturile pentru fixare
Constructiv
nr =4-8 cm. Alegem r n = 6 cm.
▪
nd – diametrul unui nit
Constructiv
nd = 0,6 -1 cm. Alegem d n = 0,8 cm.
▪
nz – numărul niturilor
Constructiv
nz = 3-6 nituri. Alegem z n=5 nituri.
Dezvoltând relația (4.76) se obține:
222
5252,122
48,05610 1041,1431,1
cmdaN
ff
= =
Valoarea rezistenței admisibile în cazul forfecării pentru niturile de fixare
2300cmdaN
af=
Considerând această valoare și calculul anterior, se observă că
af f de unde se
deduce faptul că niturile rezistă în situația de forfecare.
În ceea ce privește situația de strivire a niturilor, rezistența acestora se poate verifica din
relația:
=2m ax cmdaN
ldzrMp
n n n nS (3.28)
unde:
▪
nl – lungimea componentei active a nitului;
În construcție
nl = 0,2 -0,4 cm. Adoptăm l n = 0,3 cm.
Din relația (45) se obține:
22
6162,256 3,08,05610 1041,1431,1
cmdaNpp
SS
= =
Se cunoaște că valoare a rezistenței admisibile în situația de strivire pentru niturile folosite la
fixare este
=2 900…800cmdaNpsa .
Din calculul anterior și considerând valoarea menționată mai sus, se observă faptul că
sa sp p
rezultă că niturile sunt rezistente în situația de strivire.
3.2.5. Calculul arcului diafragmă
Elementele geometrice ale unui arc diafragmă sunt prezentate în figura 6.11. Se consideră
că arcul diafragmă prezintă două elemente funcționale reunite într-o singură piesă: partea
tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, și lamelele, care sunt de
fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debreiere.
Fig.3.10 . Construcția arcului diafragmă
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 75
Tabel 3.3.
Elemente le arcului diafragmă
Denumire Simbol Unitate de
măsură Dimensiunea
Diametrul exterior al
diafragmei d1 [mm] 215
Diametrul de sprijin d2 [mm] 135
Diametrul manșonului de
presiune d3 [mm] 50
Numărul de tăieturi ale
diafragmei z [-] 18
Lățimea tăieturii dintre
lamele c [mm] 3
Grosimea arcului diafragmă s [mm] 2,5
Săgeata la plat h [mm] 5
– d1, d2, d3, S, H, h – dimensiunile arcului diafragmă;
– 1, 2, 3, 4, poziția reazemelor;
– z – numărul de brațe;
– – unghiul sectorului care revine unui braț ( = 360 o/z);
– F – forța de ambreiere;
– Q – forța de debreiere;
– F1, Q1 – forțele de ambreiere și debreiere ce revin unui sector al modelului (F1=F/z; Q1=Q/z)
E – modulul de elasticitate al materialului;
– coeficientul lui Poisson;
f – deformația arcului în dreptul diametrului d2;
S – grosimea discului;
k1, k2, k3 – coeficienți de formă cu valorile:
−
=
−−
=
−−+
−
= 1
ln3;1
ln1
ln6;
ln21
1
21
213
2121
212
21 2 12 12
12
1dd
ddk
dddd
ddk
dd dddddd
k
(3.29)
Experimental s -a constatat că, în timpul deformării, generatoarele arcului disc rămân practic
rectilinii, iar lamelele de debreiere se încovo aie între circumferințele d 2 și d 3 comportându -se ca
niște pârghii încastrate în arcul disc de aceea deformațiile din timpul debreierii se vor determina în
două etape: în prima etapă se calculează deformația care provine din deformația arcului disc în
ipoteza că brațele sunt rigide, iar în a doua etapă se însumează deformația suplimentară de
încovoiere a brațelor.
Deformația arcului disc încărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferințele de
diametre d 1 și d 2 se face cu relația:
( )( )
+
− −
−=2
2
1 122 14Sfhfh
dkfSEF
(3.30);
Care reprezinta car acteristica de elasticitate a arcului disc in timpul cuplarii.
Pentru calculul deformatiilor in timpul debreierii se foloseste modulul din figura 3.11, unde:
Fig. 3.11. Schema pentru calculul deformațiilor
q = q 1 + q 2, (3.31)
cu:
2 13 2
1d dd df q−−=
și
IEz)d d(Qq− =243
3 2
2 (3..32);
Unde:
𝐼=𝑏∙𝑆3
12 – momentul de iner ție al sec țiunii lamelei;
b – baza mare a lamelei;
Ψ – coeficientul de forma al lamelei
Pentru forța Q, din condiția de echilibru a forțelor (fig. 3.11.), se obține:
𝑄=𝐹∙𝑑1−𝑑2
𝑑2−𝑑3 (3.33)
𝑘1=1
𝜋∙(1−𝑑2
𝑑1)2
𝑑1+𝑑2
𝑑1−𝑑2−2
ln𝑑1
𝑑2 (3.34)
𝑘2=6
𝜋∙ln𝑑1
𝑑2∙(𝑑1
𝑑2−1
ln𝑑1
𝑑2−1) (3.35)
𝑘3=3
𝜋∙ln𝑑1
𝑑2∙(𝑑1
𝑑2−1) (3.36)
Tabel 3.4.
Date necesare pentru diagrama de elasticitate a arcului diafragmă
f F Q q1 q2 q F1 Q1
0 0 0 0 0 0 0 0
0,5 1201 1131 0,5313 0,1156 0,6468 66,75 62,82
1 2109 1985 1,0625 0,2029 1,2654 117,18 110,29
1,5 2756 2594 1,5938 0,2651 1,8589 153,12 144,11
2 3175 2988 2,1250 0,3054 2,4304 176,38 166,00
2,5 3398 3198 2,6563 0,3268 2,9831 188,76 177,66
3 3457 3254 3,1875 0,3326 3,5201 192,08 180,78
3,5 3387 3188 3,7188 0,3258 4,0445 188,15 177,09
4 3218 3029 4,2500 0,3096 4,5596 178,79 168,28
4,5 2985 2809 4,7813 0,2871 5,0683 165,81 156,05
5 2718 2558 5,3125 0,2615 5,5740 151,01 142,12
5,5 2452 2308 5,8438 0,2358 6,0796 136,21 128,20
6 2218 2088 6,3750 0,2134 6,5884 123,22 115,97
6,5 2049 1929 6,9063 0,1971 7,1034 113,86 107,16
7 1979 1862 7,4375 0,1903 7,6278 109,93 103,47
7,5 2039 1919 7,9688 0,1961 8,1648 113,26 106,59
8 2261 2128 8,5000 0,2175 8,7175 125,64 118,25
8,5 2680 2522 9,0313 0,2578 9,2891 148,89 140,13
Fig. 3.12. Caracteristica de elasticitate a arcului diafragm ă
3.2.6. Calculul mecanismului de acționare mecanică
În urma unor analize de tip tehnico -economic, s -a hotărât alegerea unui sistem de acționare
mecanică, având în vedere următoarelor avantaje:
– construcție simpl ă și ieftină;
– întreținere ușoară;
– reglare ușoară a jocurilor apărute în urma funcționării;
– randament ridicat;
Schema de acționare este a ambreiajului este prezentată în figura 3.13.:
05001000150020002500300035004000
0 2 4 6 8 10Q [N]
q [mm]Caracteristica de elasticitate a arcului diafragma in timpul
cuplarii
F (q)
Q (q)
Q (q1)
Figura 3.13. Schema de acționare mecanică a ambreiajului.
Raportul de transmisie al mecanismului de acționare mecanic se obține cu relația:
t p a iii =
(3.37)
unde:
▪
pi – raportul de transmisie pentru pârghiile de debreiere;
feip= (3.38)
▪
ti – raportul de transmisie al pedalei și furcii ambreiajului;
dc
bait =
(3.39)
unde: a, b, c, d, e, f reprezintă distanțele conform fig. 3.13.
Se adoptă din punct de vedere al construcției următoarele dimensiuni pentru mecanismul de
acționare:
a = 150mm; b =35mm; c =100mm; d = 25mm;
e =35mm; f =15mm.
Din relația (3.37) se obține:
22550
==
pp
ii
Relația (3.38) devine:
1428,1725100
35150
= =
tt
ii
Din dezvoltarea relației (3.36) rezultă:
40202
==
aa
ii
Valorile des utilizate pentru rapoartele de transmisie a mecanismului de acționare sunt
cuprinse între 30 și 45 conform literaturii de specia litate. Considerând valoarea calculată anterior,
aceasta se încadrează între capetele intervalului admis. În aceași manieră, limitele pentru
randamentul mecanismului de acționare sunt 0.8 și 0.85, implicit vom alege
8.0=a .
Forța de acționa re a pedalei ambreiajului se determină cu relația:
daN 028,891,040 133.0,109229,010 1041,1431,1] [10
33
m ax
= = =
ppa a mp
FFdaNiRiMF
(3.40)
Valorile recomandate de literatura de specialitate pentru forța la pedală la ambreiajele de
autoturisme sunt
pF =10-15 daN. Se poate observa că forța la pedală F p calculată anterior se
încadrează în valorile stabilite.
3.2.7. Cursa de actionare a pedalei
Cursa de acționare a pedalei se află cu relația:
( ) mm i i S St p f l p + = ) (1
(3.41)
unde:
▪
lS – cursa liberă a rulmentului de presiune
lS = 2…4 mm
Se adoptă
lS =3 mm
Din relația (4.85) rezultă:
( )
mm 3142,1551428,17)203,3(3
= +=
pp
SS
4. CALCULUL CUTIEI DE VITEZE
4.1. Considerații generale
Automobilul echipat cu motor termic are drept caracteristic ă faptul c ă puterea maxim ă se
realizeaz ă la tura ție ridicat ă. În exploatare automobilul întâmpin ă rezisten țe la înaintare diferite în
funcție de viteza de deplasare, starea drumului, gradul de încărcare, condi ții climatice, etc. Astfel
automob ilul necesit ă putere mare la vitez ă mare, dar și putere mare la vitez ă mică, de aici apare
necesitatea unui dispozitiv care s ă permit ă schimbarea tura ției în timpul mersului, dar și schimbarea
momentului ro ților motoare, asigur ând în acela și timp utilizarea integral ă a puterii motorului în
orice regim de func ționare.
Cutia de viteze reprezint ă astfel dispozitivul care ar executa func ția de variator de tura ție și
cuplu în transmisia automobilului, permite inversarea sensului de mers al automobilului și asigur ă
funcționarea în regim de mers în gol în staționare.
Functiile cutiei de viteze
Cutia de viteze permite prin rapoarte diferite de transmisie definite ca trepte de v iteze,
punerea de acord a performan țelor motorului cu cerin țele energetice generate de necesitatea
deplas ării automobilului, asigur ând performan țe de deplasare, consum de combustibil și
caracteristici de poluare acceptabile. Dac ă ținem cont de necesarul de tracțiune al automobilul ui și
limitele motorului termic spunem c ă o cutie de viteze are umatoarele func ții:
-adapteaz ă caracteristica de cuplu a motorului la varia ția rezisten ței la înaintare prin
schimbarea raportului de transmisie – considerat ă funcție principal;
-permite decuplarea motorului de transmisie permi țând astfel func ționarea motorului cu
automobilul imobilizat, prin întreruperea lan țului cinematic, cu aducerea în pozi ție neutr ă a
elementelor de cuplare ;
-inverseaza sensu l de mers al automobilului, deoarece sensul de rota ție al motorului este
unic;
Cerin țele cutiei de viteze
-realizarea unui num ăr mare de rapoarte de transmisie adaptate la caracteristica motorului cu
care se lucreaz ă, pentru a realiza performan țe dinami ce, de consum de combustibil și de poluare
optime ;
-construc ție robust ă, simpl ă și ușoară;
-manevrabilitate comod ă, exact ă;
-siguran ță și întreținere u șoara în exploatare ;
-gamă largă de utilizare .
Modificarea rapoartelor de transmitere a cutiei de viteze se poate face în mod continuu sau
cu varia ție continu ă, în trepte, sau combinate. Astfel cutiile de viteze sunt el ectrice, hidraulice sau
mecanice.
Cele mai rasp ândite cutii de viteze sunt cele de construc ție mecanic ă, transmisia realizandu –
se prin angrenaje cu ro ți dințate, pe care le denumim cutii de viteze în trepte. Ac ționarea cutiilor de
viteze se poate face automat, semiautomat sau manual.
Pentru realizarea treptelor se folosesc lan țuri cine matice de tip paralel în numar egal cu al
treptelor de vitez ă realizate. Aceste lan țuri cinematice sunt realizate din mecanisme cu ro ți dințate și
axe mobile sau fixe , care formeaz ă mecanismul reductor al cutiei de viteze. Func ționarea într-o
anumit ă treap tă se realizeaza prin solidarizare la rota ția arborelui de sus ținere cu roata liber ă
folosind un mecanism numit mecanism de cuplare a treptelor, comand a cuplarii, men ținerea
acesteia și selectarea treptei realiz ându-se prin mecanismul de ac ționare.
Raport ul de transmitere din mecanismul reductor al cutiei de viteze în trepte mecanic ă se
realizeaza prin:
-un singur angrenaj cu ro ți dințate av ând axele fixe la cutia cu doi arbori
-două angrenaje cu ro ți dințate av ând axele fixe la cutia cu trei arbori
-trei angrenaje cu ro ți dințate, dou ă cu axe fixe similar cuti ei cu trei arbori și celălalt cu axe
mobile – reductor planetar similar cutiei cu multiplicator planetar.
Treapta de mers înapoi se realizeaza cu trei ro ți dințate folosind o roat ă intermediar ă care se
monteaz ă pe un ax suplimentar, angrenarea se face simultan cu roata condus ă și cea conduc ătoare
dar nu se intervine în raportul de transmitere.
Soluțiile de organizare cinematic ă în func ție de arborii și dispunerea mecanismului reductor
sunt:
-mecanism reductor cu doi arbori, unul primar și unul secundar;
-mecanism reductor cu trei arbori, cu dispunere longitudinal ă, arbore primar, secundar și
intermediar;
La autoturismele și autoutilitare derivate din autoturisme cu motoare dispuse transversal
cutiile de viteze cele mai frecvente sunt cele cu doi arbori și care dispun de 5 sau 6 trepte de vitez ă.
Arbore le primar care mai este denumit și ca arborele de intrare este cel care recep ționeaz ă
prin intermediul ambreiajului mi șcarea de la arborele motorului și pe care sunt mon tate roțile
conduc ătoare ale angrenajelor;
Arborele secundar denumit și ca arbore de ie șire pe care sunt montate ro țile conduse din
angrenaje și prin intermediul lui se transmite mi șcarea c ătre puntea motoare în mod direct sau
indirect;
Cutia de viteze cu doi arbori are ca principale caracteristici urmatorele:
-intrarea și iesirea se realizeaz ă de aceea și parte, dar l a o anumit ă distan ță dată de axele
angrenajelor, soluție valabil ă în cazul transmisiei de tip ,,totul fa ță” iar carterul este comun cu
diferen țialul;
-intrare și iesire în părți opuse, în acest caz motorul este în față iar puntea motoare în spate,
soluție specifică autoutilitarelor u șoare;
Tabelul 4.1.
Diagrama cinematică și functională pentru cutia de viteze in cinci trepte
Arbori si
roti Mecanism Raport de
Treapta ap as cuplare Transmitere
1 2 3 4 5 6 1' 2' 3' 4' 5' 6' Mc Icv
I x x S1
zzicv'=
II x X
III x x S2
IV x x
V x X S3
R x x B
66'
zzicv=
Figura 4.1 : Schema cinematic ă a cutiei de viteze cu doi arbori
Pe arborele primar notat cu "ap" se găsesc între lagăre roțile fixe 1 2 3 4 și roata liberă 5
montata în consola ; roțile 1 2 3 4 și 5 sunt angrenate permanent cu roțile 1' 2' 3' 4' care sunt montate
libere și roata fixa 5' pe arborele secundar notat cu "as".
În imediata apropiere a roților libere sunt montate mecanismele de cuplare cu sincronizare
s1, s2, și s3, ce servesc la solidariz area acestora cu arborii pentru obținerea treptelor de mers înainte.
Modul de f uncționarea a cutiei de viteze în pozi ția pentru mers înainte cu cuplare într-o
treaptă oarecare se desf ășoara astfel : de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui pri mar
"ap", roții dințate conducătoare r care corespunde treptei respective , roții dințate conduse r' și
arborelui secundar "as".
Legătura între roata liberă și arborele pe care acesta se sprijină se face prin dantura de
cuplare a sincronizatorului s la depl asarea manșonului acestuia din poziția neutră.
Cu ajutorul r oților dințate 6, fix ata pe arbore primar și 6', solidară cu manșonul de cuplare al
sincronizatorului s2 se realizeaz ă treapta de mers înapoi. Inversarea sensului de rota ție este posibilă
numai î n poziția neutră a sincronizatoarelor s1, s 2, și s3 se face prin mutarea roții baladoare
intermediare rb, în așa fel încât să fie angren ată simultan cu celelalte roți dințate 6 și 6'. Aflarea în
angrenare a celor trei roți determină inversarea sensului de mișcare la arborele secundar față de
cazul cuplării treptelor de mers înainte.
Func ționarea cutiei de viteze se face conform figuri lor 4.2. , 4.3. și 4.4. astfel:
– în treapa I, prin deplasarea axial ă a mecanismului de cuplare "s1" spre stânga , prin
parcurgerea urmatorului lan ț cinematic: ap -1-1'-s1-as,
– în treapta II, prin deplasarea mecanismului de cuplare "s1" spre dreapta, dup ă aducerea în
prealabil a ace stuia în poziția de punct mort, prin parcurgerea urmatorului lant cinematic : ap -2-2'-
s1-as;
– în treapta III s e deplas eaza axial mecanismului de cuplare "s2" spre st ânga prin lan țul
cinematic: ap -3-3'-s2-as, realiz ându-se o solidarizare a roții din țate 3 cu arborele secundar .
– în treapta IV se aduce mecanismului de cuplare s2 în pozi ția de liber și se deplas eaza spre
dreapta prin lan țul cinematic: ap -4-4'-s2-as.
– în treapta V, se deplas eaza mecanismului de cuplare "s3" spre st ânga, prin lan țul
cinematic: ap -5-5'-s3-as
– treapta de mers înapoi se realizează prin aducerea în pozi ția de liber a mecanismelor de
cuplare s1, s2, s3 și mutarea axiala a ro ții baladoare notat ă B spre stânga, lanțul cinematic este: ap –
6-B-s2-as. Aflarea în angrenare a celor trei roți determină inversarea sensului de mișcare la arborele
secundar față de cazul cuplării treptelor de mers înainte.
Figura 4.2 . Lanturile cinematice ale treptelor de viteza , treapta I si II
Figura 4. 3. Lanțurile cinematice ale treptelor de vitez ă, treapta III și IV
Figura 4. 4. Lanțurile cinematice ale treptelor de viteza, treapta V și mers înapoi
4.2. Calculul angrenajelor
În cadrul etapei de c alculul al cutiei de viteza este cuprinsă dimensionarea și verificarea
angrenajelor, arborilor, calculul si alegerea rulmenților, dimensionarea dispozitivelor pentru
cuplare a treptelor de viteza, calculul de dimensionare și verificare a elementelor componente ale
mecanismului de acționare.
Etapele de calcul ce trebuiesc parcurse pentru dimensionarea angrenajelor sunt formate din
dimensionarea geometric ă și cinematică, verificarea de rezistență și durabilit ate.
4.2.1. Dimensionarea geometrico -cinematică
Pentru dimensiona rea angrenajelor este necesar să se stabileasc ă numărul de dinți din
compunerea r oților care formeaza angrenajele, dimensionarea ini țială a modulului danturii,
stabilirea distanței între axe și a elementelor de tip geometric ce compun roțile și angrenajel e.
Proiectarea cutiei de viteze poate fi precedată de o studi ere a soluțiilor existente la alte cutii
de viteze, ce sunt utilizate la automobilele din aceea și gam ă cu automobilul proiectat. În aceste
condiții, pentru calculele de predimensionare este recomand at ca în cazul modulul ui danturii roților
dințate să fie adoptate valori similare, existente și care s -au dovedit a fi corespunzătoare.
Momentul se determină în funcție de momentul la arborele secundar M s pentru treapta a I -a:
𝑀𝑠=𝑀𝑀⋅𝑖𝑐𝑣1⋅𝜂𝑐𝑣1=141 ,0410 ⋅3,2984 ⋅0,97= 451 ,2533 𝑁⋅𝑚 (4.1)
unde:
– MM=141,041 0 Nm : momentul maxim al motorului;
– icv1=3,2984 : raportul de transmitere a treptei întâi de viteze;
– cv=0,97 : randamentul cutiei de viteze.
Valorile aflate spre limita inferioară vor fi alese pentru cutiile de viteze de autoturisme, unde
sunt necesare dimensiuni de gabarit mici iar funcționare a cât mai silențioasă, valorile aflate la
limitele superioare se vor alege pentru autoturismele care funcționează în condiții dificile de
exploatare adica autoturisme de teren .
Se adopt ă conform STAS 821 -82 modulul normal la valoarea :
mn=3 mm
Pentru d eterminarea distanței dintre a xe precum și a numerelor de dinți ai roților dințate se
va face ținând u-se cont de:
– realizarea, rapoartelor de transmitere sa fie determinate de condițiile de funcționare motor –
transmisie, ținându-se cont de faptul că roțile dințate vor avea un număr întreg de dinți;
– obținerea dimensiunilor minime privind gabaritul prin alegerea c ă la roat a cu cel mai mic
diametru, să fie folosit numărului minim de dinți;
Pentru roțile dințate din componenta cutiilor de vit eze cu doi arbori, num ărul de dinți ale
roților de pe arborele primar este dat de relația :
( )cvkk
ki mAz+=1cos 2 (4.2)
iar pentru ce l de pe arborel e secundar cu rela ția:
( )cvkcvk k
ki mi Az+ =1cos 2! (4.3)
unde cu icvk este notat raportul de transmitere al treptei k de viteze.
Având în vedere c ă se cunoa ște modulul normal, unghiul de înclinare al danturii și numărul
de dinți, se trece la determina rea elementel or geometrice ale roților dințate și ale angrenajelor.
Calculul de tip geometric și cinematic se realizeaz ă conform prevederilor STAS 12223 -84 care se
refer ă la „angrenaje paralele cilindrice exterioare, cu danturi înclinate în evolven ță”. Simbolurile și
termenii care vor fi folosiți în continuare sunt defini ți conform STAS 915 -80 și sunt centraliza ți în
tabelul 4.2 .
Datele inițiale necesare sunt prev ăzute în tabelul 4. 3, iar calculul elementelor geometrice din
compunerea angrenajelor sunt prezentate în tabelul 4. 4. Calculel e geometrice și cinematice ale
angreenajelor au fost , efectuate , cu o precizie ridicat ă. Pentru aceasta și pentru a se evita erori
dimensionale de calcul care pot dep ăși limita de 0,001 mm, se respect ă recomandarea privind
exprimarea funcțiilor trigonometr ice folosindu -se o precizie de cel puțin 6…7 cifre zecimale și de
asemenea realizarea calculelor, se face în general, cu aceea și precizie .
În tabelul 4.4. sunt aratate valorile obținute în calculul geometric și cinematic aferent
fiecare i treapt e de viteză.
După ce s -a calculat numărul de dinți pentru pinionului și roata corespunzătoare primei
trepte de viteze, se trece la calcul ul distanț ei dintre axe folosind u formul a:
𝑎=𝑚𝑛⋅(𝑧1+𝑧1′)
2⋅𝑐𝑜𝑠 𝛽=3⋅(15+51)
2⋅𝑐𝑜𝑠 170=102 ,49 𝑚𝑚 (4.4)
Adopt a = 103 mm
Tabelul 4.2.
Simboluri și termeni
Nr.
poz. Denumirea elementului Simbol Formula de calcul
1 Unghi de inclinare β Β
2 Distanța între axe de referință a
( )
cos21 1
+=mzza
3 Unghiul de presiune de referință
frontal t
=cos2n
ttgarctg
4 Unghiul de angrenare frontal tw
=. cos arccost
wtwaa
5 Involuta unghiului t inv t
t t ttg inv − =
6 Involuta unghiului tw invtw
wt tw twtg inv − =
7 Coeficientul normal al deplasărilor de
profil însumate xns
( )t tw
nns inv invtgzzx − +=22 1
8 Coeficientul frontal al deplasărilor de
profil însumate xts
cos =ns tsx x
9 Coeficientul normal al deplasărilor xn1 xn1
xn2 xn2
10 Coeficientul frontal al deplasărilor de
profil xt1 xt1
xt1= xt2
11 Modulul frontal mt
cosn
tmm=
12 Diametrul de divizare d1
tmzd =1 1
d’1
tmzd =1 1
13 Raportul de transmitere i12
21
12zzi=
14 Diametrul de rostogolire dw1
2 11
12
zzzadw
w+=
dw2
2 12
22
zzzadw
w+=
15 Coeficientul normal de modificare a
distanței între axe yn
nw
nma ay−=
16 Coeficientul normal de micșorare a
jocului de referință la cap yn
n ns n y x y − =
17 Diametrul de picior
df1
( )a nn anf mx c h d d − − − =1* *
1 1 2
df2
( )a nn anf m x c h d d − − − =2* *
2 2 2
18 Înălțimea de referință a dintelui h
( )nn an m c h h + =* *2
19 Diametru de cap de referință da1
h d df a + = 21 1
da2
h d df f + = 22 2
Tabelul 4.3.
Date inițiale
Nr.
poz. Denumirea elementului Simbol Indicația de
adoptare Standarde
aferente
1 Numărul de dinți:
– la pinion
– la roată z1 15
z’2 z’1= z1icv1=70
2 Modulul normal mn 2,25 STAS 822 -82
3 Unghiul de înclinare de divizare 170
4 Unghiul de presiune de referință
normal n n=200 STAS 821 -82
5 Coeficientul normal al capului
de referință h*an h*an=1 STAS 821 -82
6 Coeficientul normal al jocului de
referință la capul dintelui c*n c*n=0,25 STAS 821 -82
7 Coeficientul normal al adâncimii
de flancare a capului dintelui *aFn Recomandări
în STAS
821+82 Se folosește ca
dată inițială
numai la
danturi
flancate
8 Coeficientul normal al adâncimii Se indică prin Se folosește ca
de flancare a capului dintelui temă dată inițială
numai la
danturi
flancate
Tabelul 4.4.
Rezultate calcul parametrii
Nr.
crt. Param.
calculat Tr. I Tr. II Tr. III Tr. IV Tr. V
z1 z!1 z2 z!2 z3 z!3 z4 z!4 z5 z!5
1 16 21 22 25 30
2 a 102
3 t 20,7386 21,2991 21,4327 21,8802 22,7959
4 tw 20,7386 21,2991 21,4327 21,8802 22,7959
5 invt 0,016682 0,018126 0,018 483 0,019715 0,022414
6 invtw 0,016 682 0,018126 0,018 483 0,019715 0,022414
7 xns 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
8 xts 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
9 xn 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
10 xt 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
11 mt 3.1209 3.2134 3.2356 3.3101 3.4641
12 d 49.93 159.17 59.30 146.68 71.78 127.96 81.14 106.11 93.63 93.63
13 i’ 3.188 2.474 1.783 1.308 1.000
14 dw 49,93 159.17 59.30 146.68 71.78 127.96 81.14 106.11 93.63 93.63
15 yn 0 0 0 0 0
16 yn 0 0 0 0 0
17 df 42.43 151.67 51.80 139.18 64.28 120.46 73.64 98.61 86.13 86.13
18 h 5,63
19 da1 55.93 165.17 65.30 152.68 77.78 133.96 87.14 112.11 99.63 99.63
Angrenajele cutiilor de viteze trebuiesc verificate prin calculul atât la încovoierea dinț ilor
cât și la presiunea de contact.
4.3. Calculul de rezistență și verificare angrenajelor de roți dințate
4.3.1. Forțele din angrenaje
Angrenajele cutiilor de v iteze se verifică prin calcul rezisten ța la încovoierea dinților cât și
la presiunea de contact, având în vedere at ât condițiile solicitării sub acțiunea sarcinilor de regim cât
și a sarcinilor dinamice denumite și sarcin i de vârf.
Dintre metodele care se folosesc la calculul danturii, c ea mai frecvent utilizat ă este metoda
lui Lewis.
În cadrul acestei metod e se consideră că întregul moment se transmite prin intermediul unui
dinte, care este considerat ca o grindă încastrată și că asupra d intelui acționează forța normală F n
conform liniei de angrenare N -N și se aplica la vârful dintelui. Forța nominală se distribuie pe fâșia
de contact din tre dinții aflați în angrenare si produce ca solicitare principală presiun a specific a de
contact. În funcție de momentul de torsiune M c al arborelui, determinarea for ței tangenția le se face
cu relația:
dc
tRMF= (4.5)
în care :
– Mc : momentul la arborele roții conducătoare a angrenajului.
Fig. 4. 5.Forțele din roțile dințate cilindricede tip cu dantură înclinată
Pentru calculul for ței nominal e se folose ște formula:
cos cos =t
nFF (4.6)
Pentru calculul c omponent ei radial e se folose ște formula:
costgFFt r = (4.7)
și solicită dintele la compresiune.
Pentru calculul c omponent ei axial e, se foloseste formula :
tgFFt a = (4.8)
si nu determină solicitări asupra dintelui.
În tabelul 4.5. sunt prezentate valorile rezultate pentru forțele din angrenaje.
Tabelul 4.5.
Valorile calculate pentru for țele de angrenare
Nr. crt. Parametru Tr. I Tr. II Tr. III Tr. IV Tr. V
1 Mm 141,04 141,04 141,04 141,04 141,01
2 Ft 5649 4757 3929 3476 3012
3 Fn 6253 5266 4350 3848 3478
4 Fr 2138 1854 1542 1396 1266
5 Fa 1619 1826 1587 1621 1739
4.4. Calculul arborilor și calculul secțiunilor
Arborii cutiei de viteze sus țin ro țile din țate și elementele de cuplare, c ât și organele de
susținere de tip lag ăre. For țele care ac ționeaza între acestea duc la solicit ări de torsiune asupra
arborilor .
În cadrul m etodologi ei de calcul al arborilor ce compun cutia de viteze se determin ă schema
de încărcare a arborilor, se calculeaz ă reacțiunil e, se calculeaz ă momentel e de încovoiere și de
torsiune , se determin ă mărim ea secțiunilor și se verific ă la rigiditate.
4.4.1. Determinarea schemei de încărcare a arborilor și calculul reacțiunilor
Încărcările arborilor cutiei de viteze sunt determinate de forțele rezultate din angrenarea
roților dințate care sunt susținute de arbori și de for țele din lagărele montate în carterul cutiei. În
figura 4. 4. este realizata schema de încărcare pentru arborii cutiei de viteze, în cazul obținerii unei
treptei k de viteză.
Forțele di n angrenare sunt calculate cu relațiile (4.5), (4.6), (4.7) și (4.8). Având în vedere
faptul că asupra arborilor acționează forțe aflate în planuri diferite, aceste forțe vor fi descompu se în
componente plane aflate în planul format de arborii mecanismului reductor și în componente care
sunt perpendiculare pe acest plan. Având în vedere faptul că la schimbarea treptelor de viteză se
modifică forțele, dar și poziția roților active față de reazeme, se modific ă și reacțiunile din lagăre,
din acest motiv este n ecesar ă și determinarea lor prin schimbarea pentru fiecăre tre aptă de vitez ă.
Fig.4. 6.Schița de încărcare a arborilor din cut ia de viteze
Corespunzator modelului mecanic din figura 4. 6. și dac ă se consider ă că arborii sunt în
echilibru static, pentru realizarea calculul reacțiunilor din lagărele cutiei de viteze se utizeaz ă
relațiile de calcul centralizate în tabelul 4.6.
4.4.2. Dimensionarea arborilor la rezistență
Momentului de încovoiere M i și de torsiune M t se determin ă pentru fiecare treapt ă de vitez ă
pe baza forțel or care solicită arborii și a punctelor lor de aplicație.
Momentul î ncovoietor echivalent, se calculeaza conform cu teoria a III -a de rupere în
ipoteza efortului tangențial maxim folosind relati a:
2 2
t i ech M M M + = (4.9)
Pentru determinarea d iametrul ui arborelui referitor la secțiunea calculată se foloseste relația:
332
echechMd= (4.10)
în care :
– a ech : este efortul unitar echivalent admisibil.
Tabelul 4.6.
Relații de calcul
La calculul arborilor momentele M i și M t se determina pentru fiecare treaptă de viteză,
avându -se în vedere cea mai dezavantajoasă situatie .
În vederea asigurării unei rigidități suficiente, efortul unitar admisibil va fi adopt at în funcție
de efortul corespunzător limitei de elasticitate folosind relația /ai=5…7.
În tabelele 4. 7, 4.8, 4.9, 4.10 sunt prezentate rezultatele calculate pentru valorile m oment elor
și a diametrelor arborilor corespunzator fiecare i treapte de viteză.
Tabelul 4.7 .
Forțele din angrenaje pentru arborele primar
Treapta l1i
[mm] l2i
[mm] Fti
[N] Fri
[N] Fai
[N] Za
[N] Zb
[N] Ya
[N] Yb
[N]
I 25 245 5649 2138 1619 2090 48 5125 523
II 110 160 4757 1854 1826 1299 555 2819 1938
III 150 120 3929 1542 1587 896 645 1746 2183
IV 240 30 3476 1396 1621 398 997 386 3090
V 260 10 3012 1266 1739 348 917 111 2901
Arbore Schema de încărcare a
arborelui Relații pentru calculul reacțiunilor X
Primar la
cutii de
viteze cu
doi arbori
ak BF X=;
12
LlFYtk
A=
11
LlFYtk
B=
;
12
LrFlFZk ak rk
A +=
11
LrFlFZk ak rk
B −=
Secundar
la cutii de
viteze cu
doi arbori
ak a D FF X −=;
( )
23 2 5
LllFlFYt rc
C+−=
23 4
LlFlFYt tc
D−=
( )
23 2 5
LrFllFrFlFZdm a r k ak rk
C− ++−=
23 4
LrFlFrFlFZdm a r k ak rk
D+−+=
Tabelul 4.8 .
Momentele încovoietoare pentru arborele primar
Treapta Mivmax
[Nm] Mhmax
[Nm] Mti
[Nm] Mech
[Nm] d
[mm] Mi
[Nm]
I 11,82 128 141 191 12,48 128
II 88,81 310 141 352 27,81 322
III 77,51 261 141 307 26,58 273
IV 29,92 92 141 171 21,88 97
V 9,17 29 141 144 20,65 30
Tabelul 4.9.
Forțele din angrenaje pentru arborele secundar
Treapta l1i
[mm] l2i
[mm] Fti’
[N] Fri’
[N] Fai’
[N] Zc
[N] Zd
[N] Yc
[N] Yd
[N]
I 25 245 5949 2138 1619 10010 -107 –
16186 3853
II 110 160 1176
7 1854 1826 7547 740 -9566 7378
III 150 120 7005 1542 1587 5364 878 -8805 5754
IV 240 30 4545 1396 1621 3666 1329 -8238 5407
V 260 10 3012 1266 1739 2857 1383 -6574 3945
Tabelul 4.10.
Momentele încovoietoare pentru arborele secundar
Treapta Mivmax
[Nm] Mhmax
[Nm] Mti
[Nm] Mech
[Nm] d
[mm] Mi
[Nm]
I 250 944 449 1075 28,46 976
II 830 1180 348 1484 31,70 1443
III 804 690 251 1089 28,59 1060
IV 979 132 184 913 26,96 894
V 742 39 141 757 25,32 734
Pentru arborele secundar se adopt a in conformitate cu prevederile „STAS 1769 -68 caneluri
cu profil dreptunghiular serie mijlocie ” avand următoarele caracteristici geometrice:
număr de caneluri: z=8;
diametrul interior: d=36 mm;
diametrul exterior: D=42 mm.
La construc ția arborilor se respect a diametrul minim calculat.
4.4.3. Verificarea rigidității
Verificarea rigidit ății sau calculul deforma țiilor se face dup ă calculul de dimensionare a
arborilor în func ție de solicit ările de torsiune și încovoiere.
În func ționarea cutiei de viteze arborii sunt supu și unor s olicitări de încovoiere și de răsucire
care pot determina apariția de deformații elastice, care la rândul lor pot genera suprasolicitări ale
dinților roților aflate în angrenare, modific ând astfel legile angrenării și reduc erea gradul ui de
acoperire.
Dacă se produc d eformații semnificative ale arborilor, atunci polul angrenării execută o
mișcare de tip oscilatori u în jurul unei poziții teoretice, aceasta determin ă, pentru arborele condus, o
mișcare de rotație neuniformă și produce o funcționare zgomotoasă a cutiei de viteze.
Pentru calcul area săgeți lor arborilor se prezum ă că arborele are secțiune constantă și este
încărcat cu o singură forță. Folosind formulele de calcul din tabelul 4. 11., se vor determina săgețile
aflate în plan orizontal, f y, cat și în plan vertical f z. În varianta în care asupra arborelui acționează în
acela și timp mai multe forțe, săgeata rezultantă, în secțiunea și în planul analizat , este dată de suma
algebrică a săgeților ce apar sub acțiunea forțel or luate individual.
Pe baza valor ii săgeții din planul orizontal și a celor din planul vertical se calculeaza săgeata
rezultantă cu relația:
max2 2
max a z y fff f + = (4.11)
în care :
–
mm fa 15,0…13,0max= : reprezint ă săgeata maximă admisibilă pentru treptele superioare;
–
mm fa 25,0…15,0max= : reprezint ă săgeata maximă admisibilă pentru treptele inferioare.
În tabel ele 4.12. și 4.13. sunt prezentate valorile săgeților rezultate din calcul pentru cei doi
arbor i, respectiv principal și arborele secundar.
S-au folosi t notațiile:
– fy : săgeata pe direcția axei Oy;
– fz : săgeata pe direcția axei Oz;
– f : săgeata rezultantă;
– fytr, fztr, ftr : săgețile arborelui secundar datorate transmisiei princi pale.
Tabelul 4.11 .
Relații pentru calculul deformațiilor arborilor solicitați la încovoiere
Schema grinzii și
sarcinii Formula fibrei medii deformate. Săgeata în dreptul
sarcinii Porțiunea
( )xbxlxIEbFy −+ −=3 2 2
6
( )( )
−+ −+−=3 2 23
6ax bllxb
lxb
IEFy
IEbaFy=312 2
1
De la A la 1
De la 1 la B
În punctul 1
()( )
−++−
=llxalxlalxa
IEFy3
6
− = xlx
IElaFy22
6
()
IEalaFy+=32
1
De la A la 1
De la 1 la B
În punctul 1
( )
−+−=llx
lxxlIEMy3 3
3 6
−=22
6 lxxlIEMy
( )a lIEaMy +−= 3 261
De la A la 1
De la 1 la B
În punctul 1
− − − = xlal alx
IEMy2 3
3223 2
( )
− − − −−= xlal a axx
IEMy2
23
3223 2
01=y
De la A la 1
De la 1 la B
În punctul 1
Tabelul 4.12.
Săgețile pentru arborele primar
Treapta I [mm4] fy [mm] fz [mm] f [mm]
I 2735 0.3183 0.4872 0.5744
II 6986 1.0073 1.3019 1.6461
III 5755 1.0878 1.3656 1.7459
IV 2238 0.4314 0.4970 0.6581
V 1438 0.08872 0.087 4 0.1235
Tabelul 4.13 .
Săgețile pentru arborele secundar
Treapta I
[mm4] Fy
[mm] fz
[mm] f
[mm]
I 32210 0.0270 0.0406 0.048 8
II 49539 0.1421 0.4542 0.4759
III 32794 0.1909 0.4272 0.4679
IV 25925 0.0372 0.056 1 0.0673
V 20180 0.006 2 0.006 2 0.0088
5. CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA PUNȚII MOTOARE
Conform soluției de organizare a autovehiculului (soluția 4×2) reiese că puntea motoare este în
față.
Pentru a transmite fluxul de putere al motorului puntea cuprinde următoarele mecanisme:
• transmisia principală
• diferențialul
• arbori planetar i
• butucul roții
Din interact iunea roților cu calea în procesul autopropulsării autovehiculului, asupra
automobilului acționează, în funcție de regimul de deplasare al auto turismului , reacțiunea
normală Z R, și forțele de aderență ce diferă de regimul în care se află autovehiculul, cum ar
fi: regimul tracțiunii al frânării și în regimul deplasării.
5.1. Transmisia principal
Transmisia principală la autoturismul de proiectat este simplă cu roți dințate conice, cu dantură
curbă. Schema cinematică este prezentată în figura alăturată unde : pinionul de atac (2), montat în
lagărele cu rulmenți (1), în carterul (4), este permanent în angrenare cu coroana dințată (3),
montată prin șuruburile (6) pe carcasa d iferențialului (7).
Fluxul de putere al motorului este primit de pinion de transmisia longitudinală, prin flanșa (9) și
transmis de la angrenajul conic (2…3), prin intermediul diferențialului (7) arborilor planetari (5) și
(8).
Fig.7.2. Elementele punții motoare
Fig.. Elementele punții motoare
5.2. Calculul geometric al angrenajului
a) Determinarea momentului de calcul:
'
0···· i i M Mtr CVI M c = unde:
MM- momentul maxim al motorului ;
-coeficient de siguranță al ambreiajului ;
iCVI – raportul de transmitere al cutiei de viteze în treapta ;
tr -randamentul transmisiei de la motor la ambreiajul calculat ;
'
0i-raportul de transmitere din transmisia principală la angrenajul calculate;
Mm tr icv1 io z1 m grade
141,041 1,6 0,97 3,2984 4,2923 10 43
m rad mm med r
grade r rad fon won f
0,7504916 3 20 0,34907 1 0,2 0,075
b) Dimensionarea geometrică
Se consideră rezistența unei roți conice egală cu rezistența unei roți cilindrice având următoarele
caracteristici:
– diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al roții conice
în secțiune medie a dintelui;
– modul corespunzător modulului roții conice din aceiași secțiune;
– profilul dinților coresp unzător dinților roților echivalente
Roata echivalentă se obține prin desfășurarea conului mediu pe un plan.
1.Numărul de dinți:
zech1=
;cos· cos3
11
medz
zech2=
;cos cos3
22
medz
Se adoptă z 1 =10 dinți
2.1
– semiunghiurile conului de divizare ale roților conice;
med
– unghiul mediu de înclinare al danturii;
z2=z1
i0 ;
21
1zzarctg=
1 290 − =
40….35=med
i0 real =
12
zz
100*
00 0
realteoretic real
ii i −=
2. Lățimea danturii
b = (6…8)m n med
3. Modulul frontal ;
mf =
11sin
cos zb m
mednmed
+
4. Unghiul de angrenare în secțiune normală
=n
20 conform STAS 6884 -63
5. Coeficientul înălțimii capului de referință normal și frontal
f0n=1 conform STAS 6844 -63
f0f= f0n*cos
6. Coeficientul jocului de referință la fund normal și frontal
won=0,2 STAS 6884 -63
wof= w on*cos
7. Lungimea generatoarei conului de divizare L=
11
sin*2*
z mf
8. Adâncimea de lucru a dinților he=2f 0f*m
9. Jocul la fund c= w of*m f
10.Înălțimea dintelui h 1=h2=h=h e+c
11.Înălțimea capului a 1=
) (0 f f ff m +
a2= h e-a1
12. Înălțimea piciorul
b1=h – a1
b2=h – a2
13. Diametrul de divizare D d1= z 1*m f Dd2=z2*m f
14. Unghiul piciorului dintelui
Lbarctg1
1=
Lbarctg2
2=
15. Unghiul conului exterior
2 1 1 +=e
1 2 2 + =e
16. Unghiul conului interior
1 1 1 −=i
2 2 2 − =i
17. Diametrul de vârf
De1= D d1 + 2a 1 cos
1 De2=D d2+ 2a 2 cos
2
18. Distanța de la vârful conului până la dantură
H1=
1 1
11sin2atgDd− H2=
2 2
22sin2atgDd−
19.Grosimea dintelui pe cercul de divizare
S1=m f
+
nn
ftg
cos22 S2=
1 * s mf−
Dimensionare angrenaj
Mc z2 z2
adoptat rad grade grade rad
3099,0636 50,923 51 0,193622 11,093723 78,90627699 1,377174334
io real Zech1 zech1 Zech2 zech2
5,1 15,8372549 26,05012 23 677,56362 590
b mf mf fof wof L Ladoptat
24 4,563777089 5 0,999002 0,1998004 118,5923623 119
he c h1=h2=h a1 a2 b1 b2
9,99002 0,999001996 10,989022 5,37001 4,62001 5,619011974 6,369011974
Dd1 Dd2 1 rad 1 grade 2 rad 2 grade e rad
50 255 0,0471835 2,7034178 0,0534701 3,063610646 0,247092086
e grade e2 rad e2 grade i rad i grade i2 rad i2 grade
14,157334 1,424357876 81,609695 0,1464385 8,3903052 1,323704241 75,84266634
De1 De2 H1 H2 S1 S2
60,539329 256,7779135 126,46673 20,466321 8,2272315 7,480731762
5.3.Calculul de rezistență și verificare al angrenajului
Pentru calculul forțelor transmise la arbori de către roțile în angrenare se consideră forța
normală ‘F n’ , care acționează la mijlocul dinților cu cele trei componente: forța tangențială ‘F t’,
forța r adială ‘F r’, și forța axială ‘F a’.
Forțele F r și F a pot avea și sensuri negative. Pentru deplasarea înainte a automobilului, cu
înclinare spre dreapta a dintelui pinionului de atac, schema de încărcare a arborilor pentru
determinarea reacțiunilor din la găre este următoarea :
Calculul danturii la înconvoiere prin metoda Lewis
Ft1=
1dc
rM pentru roata conducătoare
Ft2=
2dc
rM ; pentru roata condusă
unde:
Ft- forța tangențială
b- lățimea danturii
Kd- coeficient ce ține seama de caracterul dinamic al solicitării
Kc- coeficient ce ține seama de concentrarea de eforturi la baza dintelui
K
-coeficient ce ține seama de gradul de acoperire
Mc- momentul de calcul
rd- raza cercului de divizare
p- pasul p =
*m n real
yf- coeficient de formă
Kd1 =1.5…2 pentru autoturisme
Kd1 =
5.1
1=+vaa
Unde:
a-coeficient ce ține seama de clasa de precizie de
prelucrare a danturii a=12 pentru clasa I
v-viteza tangențială a roții dințate
dd – diametrul de divizare
n – turația roții dințate
Kc =
bb
r15,016,1
+ unde:
b- grosimea unghiului la bază
rb – raza de rotunjire a dintelui la bază
Kc1=K c2
)9,0…8,0(=K
se adoptă y f1 și y f2
1i
350 N/mm2
2i
350 N/mm2
Calculul la presiunea de contact
pc =
−
2 1'1 1*418.01
BFn
100 N/mm2
unde :
Fn – forța normală
Fn =
ntF
cos* cos ;
B’=
nb
cos ;
2,1
– razele de curbură
2,12 2,1cossin
dr=
;
Calculul danturii la oboseală
a) Calculul danturii la oboseală la înconvoiere
Ft =
di M
ri M* * ;
– coeficientul de utilizare al motorului
=0,2 (C.C.A. -3,83/218)
ii- raportul de transmitere dintre motor și roata dințată
iI=iCV 1
i c d fti
ikkkp ybF
cos***** *=
;
Aceste eforturi se compară cu un efort unitar la oboseală după ciclul pulsator dat de relația;
061
1
1107*2
+
=−N
N
; unde
2
1 /.500 mmN =−
– efortul unitar pentru ciclu simetric
r1
0−=
;
r- efortul unitar de rupere
r =1000 N/mm2
N= 800000 cicluri (pentru un parcurs de 200000 km)
Atunci: Angrenajele sunt considerate corespunzătoare din punct de vedere al sistemului la oboseală
dacă este satisfăcută inegalitatea:
'KN
ef unde;
K’- coeficient de siguranță la calculul la oboseală
K’= c*
''
dK ; în care
c – coeficient de siguranță
''
dK
-coeficient de dinamicitate
''
dK =1,2….1,4 se adoptă
''
dK =1,3
Coeficientul de siguranță se determină cu relația:
c=K 1*K2*K3*c1*c2
K1- coeficient ce ține seama de concentrația specifică sarcinii pe lungimea dintelui
K1=1,1…1,2 se adoptă K1=1,1
K2- coeficient ce ține seama de siguranța în exploatare; K 2=1,1…1,1 6; se adoptă K2=1,6
K3- coeficient ce ține seama de precizie; K 3=1,2…1,4; K3 =1,35
c1,2- coeficienți ce țin de precizia de prelucrare și de calitatea suprafeței, flancurilor roților dințate.
c1=1,0….1,05 se adoptă c 1=1,02
c2=1,05…1,1 se adoptă c 2=1,08
Atunci: K’=K 1*K2*K3*c1*c2*
''
dK
b) Calculul la oboseală la solicitarea de contact
Efortul unitar efectiv se determină în acest caz cu relația:
PI = 0,418
+2 1t 1 1
cos*bl*F ;
Unde F t= F echivalent , corespunde momentului mediu echivalent M ech, dezvoltat de autovehicul, la o
turație medie echivalentă.
Mech =
tr KmedRmed
iM
* ; M Rmed=
0**ir G
GFa
amedR
Unde:
Ga-greutatea autovehiculului
rr – raza de rulare a roții;
i0- raportul transmisiei principale
amedR
GF
; -forța specifică la roată se adoptă (tab. 1.14 CCA)
Turația echivalentă a motorului este dată de relația:
rii VKmed amed
ech**66,20=
; unde: i kmed =
=
iki
iii
*5
1 ; reprezintă raportul de transmitere mediu al
cutiei de viteze.
iki – rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze
i
– timpul relativ de utilizare al treptei de viteze exprimat în procente conform tabelului 1.10 CCA.
1
=2 %
2 =11 %
3 = 40 %
4 =25 %
5 =20%
Numărul de solicitări la care este supus un dinte pe durata de funcționare, se determină cu relația:
Nech=
rt p
ris''** ; Unde :
=1% timpul relativ de utilizare al ambreiajului
Sp=200000 km spațiul parcurs de automobil
''
ti
=1 este raportul de transmitere de la roțile au tomobilului la angrenajul calculat
Mech=
tr KmedRmed
iM
* Ft ech1=
12
dech
DM Ft ech2=
22
dech
DM
E=2,1*105 modulul de elasticitate
Efortul unitar de contact pentru calculul la oboseală se determină cu relația:
Unde:
K- coeficient ce ține seama de natura materialului, K=256…310
Adopt K= 270
H=30 HRC duritatea materialului;
Efortul unitar admisibil de contact este dat de relația: P ac=
'cPNC ; unde c’=1,2…1,3 coeficientul de
siguranță Pef
Pac
Condițiile îndeplinite, rezultă că dantura este verificată la oboseală la solicitarea de de contact.
Ga Fr/Ga med MR med
18750,68
3 0,05 67,710921 2 11 40 25 20
icv2 icv3 icv4 icv5 iK med Va
med[m/s] ech[rpm]
2,4475 1,8162 1,3476 1 1,6311969 9,72 583,959427
M ech Sp[m] I"t Nech[cicluri
] Ft ech1 Ft ech2 E
42,79377
4 1 20000000
0 1 645161290 1711,7509
7 335,6374451 210000
Pef1 Pef2 K H P Nc c' Pac
623,4268
8 276,058063
1 270 30 871,2765 1,2 726,06375
5. Proiectarea procesului tehnologic de fabricare a piesei
5.1. Descrierea tehnica a piesei si alegerea metodei de recondiționare
Descrierea tehnica a piesei . Fuzetele sunt tipuri de axe speciale utilizate in constructia de
automobile. Ele difera ca forma si dimensiuni in functie de tipul autovehiculelor. Din punct d e
vedere tehnologic, fuzetele
fac parte din piesele de tip arbore cu suprafete cu axe ce se intersecteaza. Tehnologia de prelucrare a
lor este o tehnologie destul de dificila tocmai datorita formei constructive complexe pe care diferite
tipuri de fuzeta o au.
Constructia fuzetelor depinde de tipul constructiv al puntii. Astfel, pentru puntea directoare
aceasta poate fi:
• punte motoare
• punte nemotoare
• punte monobloc
• punte articulata.
Denumirea piesei : Fuzeta roata spate
Rolul funcțional si utilizarea piesei: Rolul fuzetei este acela de a face legatura intre patrulaterul de
suspensie al puntii articulate si roata autovehiculului. Din acesta cauza fuzetele sunt piese deosebit
de solicitate la oboseala, socuri si coroziune. Astfel, acestea trebuie sa asigure si un grad ridicat de
siguranta in functionare, impunand folosirea unor oteluri de calitate
Materiale
Avand in vederere conditiile de functionare ale fuzetei, este de preferat sa se execute din
oteluri aliate supuse mai apoi un or tratamente termice de imbunatatire. Otelurile pentru
imbunatatire sunt utilizate la fabricarea fie a pieselor care trebuie sa prezinte rezistenta mare la
uzura, fie pentru piese rezistente la coroziune.
Oțelurile martensitice conțin procente ridicate de carbon și au un conținut mai scăzut de
crom decât oțelurile feritice: 11% la 13% Cr. Nu sunt la fel de rezistente la coroziune ca și cele
austenitice sau feritice, dar sunt extrem de dure și tenace, se prelucrează bine prin așchiere și pot fi
durificate suplimentar prin tratamente termice. Pot fi utilizați în medii bazici, cu carbonați, nitrați,
sau cu acizi: acetic, benzoic, oleic. Prin creșterea temperaturii scade rezistența, rezistența la
coroziune atmosferică este posibilă doar în condiții atmosferic e foarte curate.
Duritate: 300 HB
Tratamente termo -chimice: Călire C.I.F.
Călirea se realizează prin încalzirea pieselor până la anumite temperaturi ridicate,
menținerea la aceste temperaturi un anumit timp și apoi răcirea cu o viteză mai mare decât viteza
critică (viteza minimă de răcire care reține starea dură calită). Încalzirea pentru călire trebuie
executată în așa fel încât să nu fie prea rapidă, pentru a nu provoca fisurarea metalului, și nici prea
lentă, pentru ca în acest caz s -ar putea forma oxidări intercristaline și deci o decarburare (micșorarea
conținutului de carbon) a metalului.
Tehnologia sumara de fabricatie
În clasa pieselor tip arbore sunt incluse piesele la care suprafețele principale sunt cilindrice
exterioare, iar l ungimea este mult mai mare decât dimensiunea maximă transversală. Suprafețele
laterale ale arborilor pot fi și suprafețe conice sau suprafețe profilate (caneluri, danturi evolventice,
etc.) și pot conține alezaje cu axa perpendiculară pe axa arborelui sau canale de pană. Pe suprafețele
frontale ale arborilor pot exista găuri coaxiale sau necoaxiale cu axa arborelui. Există și construcții
la care piesele de tip arbore au alezaje (cilindrice sau profilate) coaxiale cu suprafețele exterioare
(arbori tubulari).
Operațiile pregătitoare au în principal rolul de a realiza bazele tehnologice pentru operațiile
ulterioare. Operațiile pregătitoare se stabilesc în funcție de tipulsemifabricatului după cum urmează:
debitarea (dacă este cazul), îndreptarea, prelucrarea s uprafețe frontale, centruirea.
Operațiile de degroșare și finisare se realizează în special pe strunguri și mașini -unelte de
rectificat. Prelucrarea prin strunjire a arborilor se poate executa pe majoritatea tipurilor de strunguri:
strunguri paralele (nor male), strunguri revolver, strunguri cu mai multe cuțite, strunguri
semiautomate sau automate de copiat, strunguri cu comandă numerică.
Prelucrările finale asigură în special îmbunătățirea calității suprafeței, iar pentru procedeele
la care scula așchieto are este condusă de mașina -unealtă are loc și creșterea preciziei dimensionale
sau de formă și poziție. Cele mai utilizate metode de prelucrare finală a arborilor sunt: strunjirea
fină (de netezire), microrectificarea, supranetezirea, lepuirea, netezirea ș i durificarea prin deformare
plastică la rece prin rulare, alunecare, vibroapăsare și altele.
5.2 Desenul de execuție al piesei
Desenul a fost creat in AutoCAD și se afla în Anexa 4
5.3 Fisa tehnologica de fabricare
Fisa tehnologica cuprinde informatii referitoare la: – caracteristicile reperului supus prelucrarii
(denumire, material, masa, numarul desenului de executie, numarul de bucati pe produs etc.)
Fișa Tehnologică Pagina:
Pagini:
Produsul
Fuzeta roata spate Codul prod:
Brută:
Piesa
Fuzeta roata spate Reper 77.00.534.617
Valab. pt. seria:
buc: Buc/prod. 44000 Netă:
MATERIALUL.
Stare
Turnat Dimensiuni Total manoperă:
Minute: Lei:
DENUMIREA
OPERAȚIEI Norma de timp
Categ.
incadr. Min. Lei.
Matrițare Matriță
Debavurare Mașină de
debavurat
Centruire Mașină de centruit
Strunjire de
finisare și teșire Strung
SN250
Frezare caneluri Mașină de
rectificat
Frezare canal Mașină de frezat Greutate
pană
Filetare Mațină de filetat
Tratament termic Instalatie de călire
Control final Dispozitive de
control
Conservare –
Data Tehnolog Verif. tehn. Normat Verif. norm. Indicatiiptunicate
c-da Buc Benef.
5.4 Schema procesului tehnologic
Operație
pregătitoare
Fig.5.1 Schema procesului tehnologi ConservareControl finalTratament termicFiletareFrezare canal panăFrezare caneluriStrunjire finisare și teșireCentruireDebavurareMatrițare
Operații de baza
Operații finale
5.5. Itinerariul tehnologic
– cuprinde reprezentarea operatiilor procesului tehnologic cu divizarea lor in faze, asezari si scoateri
Piesa: Fuzeta roata spate
Semifabricat matrițat
Operatia 1. Matrițare
• Pregătire matriță
• Matrițare
• Deschidere matriță
• CTC
Operatia 2. Debavurare
• Pregătire mașină
• Debavurare
• Scoatere
• CTC
Operatia 3. Centruire
• Prindere
• Centruire
• Desprindere
• CTC
Operatia 4. Strunjire de finisare și teșire
• Prindere
• Strunjire
• Desprindere
• CTC
Operația 5. Frezare caneluri
• Prindere
• Frezare
• Desprindere
• CTC
Operația 6. Frezare canal pană
• Prindere
• Frezare
• Desprindere
• CTC
Operația 7 . Filetare
• Prindere
• Frezare
• Desprindere
• CTC
Operația 8 . Tratament termic
• Călire C.I.F.
Operația 9. Control final
• Asezarea pe masa de control
• Control vizual și dimensional
• Scoaterea de pe masa de control
Operația 10. Conservare
5.6 FISA FILM
– cuprinde reprezentarea tabelara a procesului tehnologic in care pentru fiecare operatie
sereprezinta schema (operatiei) si mijloacele de realizarea a acesteia .
Operati
a Denumirea
operatiei Schita operatiei Masini –
unelte
SDV -uri
1. Matrițare
Matriță
2. Debavurare Mașină de
debavurat
3. Centruire
Mașină de
centruit
4. Strunjire de
finisare și
teșire
Strung
SN250
5. Frezare
caneluri
Mașină de
frezat
6. Frezare
canal pană
Mașină de
frezat
7. Filetare
Mașină de
filetat
8. Tratament
termic
Instalație de
călire C.I.F.
9. Control final – Dispozitive de
control
10. Conservare –
Bibliografie
1. Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999
2. Tabacu, Ș., Tabacu I., Macarie, T., Neagu, E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de
proiectare, Ed. Universității din Pitești, 2004
3. Tabacu, I., Marinescu, D., Secară, M. – Optimizarea grupului motor -transmisie, E ditura Univ.
din Pitești, 1998
4. Ivănescu, M ș.a., Proiectarea transmisiei mecanice, Editura Universității din Pitești, 2008.
5. Macarie.T., – Automobile. Dinamică, Editura Universității din Pitești, 2003
6. Untaru, M., ș.a., Calculul și Construcția Autovehiculelor, Editura Didactică și Pedagogică,
București, 1986
7. Frățilă, Gh., Calculul și construcția automobilelor, Ed. Didactică și Pedagogică, București,
1977
Anexa 1 – Fișa film
Anexa 2 – Desen autovehicul Duster
lungime, lățime, înalțime
Anexa 3 – Desen ambreiaj
Anexa 4 – Desen cutie de viteze
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: Grigore Robert Cătălin Licență Converted (1) [617060] (ID: 617060)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.