Îndrumator : conf. univ. dr. Marinescu D ănuț [614937]
1
Universitatea din Pitesti
Facultatea de Mecanica si Tehnologie
Lucrare de licen ță
Student: [anonimizat]: Autovehicule Rutiere, 4.1.1
Îndrumator : conf. univ. dr. Marinescu D ănuț
2
Cuprins
1. DINAMICA AUTOVEHICULULUI ȘI SOLUȚII SIMILARE ………………………….. …….. 4
1.1. Soluții de autovehicule similar ………………………….. ………………………….. …………. 4
1.2. Tendinte de dezvoltare ………………………….. ………………………….. ……………………. 8
1.2.1. Tendinte de dezvoltare a autoturismelor ………………………….. ………………………….. …….. 8
1.3. Organizarea transmisiei autovehiculelor ………………………….. ………………………. 10
1.3.1. Organizarea generala a autoturismelor ………………………….. ………………………….. …….. 10
2. CALCUL DINAMIC ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 12
2.1. Alegerea parametrilor principali ai autovehiculului ………………………….. ………. 12
2.1.1. Soluția de organizare generală și amenajare interioară ………………………….. ……………. 12
2.1.2. Dimensiunile principale ale capacitatii de trecere ………………………….. ………………….. 12
2.1.3. Amenajarea interioara ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 14
2.1.4. Masa autovehiculului ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 14
2.1.5. Centrul de masa. Coordonatele centrului de masa. ………………………….. …………………. 15
2.2. Alegerea pneurilor ………………………….. ………………………….. ……………………….. 17
2.2.1. Alegerea pneur ilor și determinarea razelor rotiilor ………………………….. …………………. 17
2.3. Definirea conditiilor de autopropulsare ………………………….. ……………………….. 18
2.4. Rezistențele la înaintarea autovehicolului. ………………………….. …………………… 18
2.4.1. Rezistența la rulare ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 18
2.4.2. Rezistența la pantă ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 20
2.4.3. Rezistența aerului ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 22
2.4.4. Rezistența la demarare ………………………….. ………………………….. ………………………….. 24
2.5. Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului ………………………….. ….. 26
2.6. Calculul de tractiune ………………………….. ………………………….. …………………….. 27
2.6.1. Randamentul transmisiei ………………………….. ………………………….. ……………………….. 27
2.7. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului ………………………….. ……….. 28
2.7.1. Alegerea tipului motorului ………………………….. ………………………….. …………………….. 28
2.7.2. Determinarea analitica a caracteristicii exterioare ………………………….. ………………….. 28
2.8. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisie ………………………….. …. 31
2.8.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere ………………………….. ……….. 31
2.8.2. Determinarea valorii minime a raportului de transmiter e ………………………….. ………… 31
2.8.3. Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze ….. 32
2.8.4. Determinarea numarului treptelor de trepte ………………………….. ………………………….. . 32
2.8.5. Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze ………………………….. …….. 32
2.8.6. Calculul si construirea diagrame i fierastrau ………………………….. ………………………….. 33
2.9. Studiul si determinarea performantilor dinamice de trecere si de demarare ….. 34
2.9.1. Performanțele dinamice ………………………….. ………………………….. …………………………. 34
2.9.2. Caracteristica dinamica ………………………….. ………………………….. …………………………. 40
2.9.3. Performanțele la d emarare ………………………….. ………………………….. ……………………… 41
2.9.4. Timpul si spatiul de demarare ………………………….. ………………………….. ………………… 43
2.9.5. Timpul și spațiul de frânare ………………………….. ………………………….. ……………………. 44
3. CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AMBREIAJULUI ………………………….. ………………… 47
3.1. Studiul am breiajului și a soluțiilor similare ………………………….. ………………….. 47
3.1.1. Generalități ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………… 47
3.1.2. Cerințele ambreiajului ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 49
3.1.3. Soluții constructi ve de ambreiaje mecanice ………………………….. ………………………….. . 49
3
3.1.4. Mecanismul de acționare a ambreiajului ………………………….. ………………………….. ….. 53
3.2. Calculul ambreiajelor mecanice ………………………….. ………………………….. ……… 54
3.2.1. Determinarea parametrilor de bază ………………………….. ………………………….. ………….. 54
3.2.2. Dimensionarea garniturilor de frecare ………………………….. ………………………….. ……… 56
3.2.3. Calculul părții conducătoare ………………………….. ………………………….. …………………… 59
3.2.4. Calculul părții conduse ………………………….. ………………………….. ………………………….. 62
3.2.5. Calculul arcului diafragmă ………………………….. ………………………….. …………………….. 67
3.2.6. Calculul mecan ismului de acționare mecanică ………………………….. ………………………. 71
3.2.7. Cursa de actionare a pedalei ………………………….. ………………………….. …………………… 73
4. CALCULUL CUTIEI DE VITEZE ………………………….. ………………………….. …………….. 74
4.1. Considerații generale ………………………….. ………………………….. ……………………. 74
4.2. Calculul angrenajelor ………………………….. ………………………….. ……………………. 80
4.2.1. Dimensionarea geometrico -cinematică ………………………….. ………………………….. ……. 80
4.3. Calculul de rezistență și verificare angrenajelor de roți dințate ……………………. 85
4.3.1. Forțele din angrenaje ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 85
4.4. Calculul arborilor și calculul secțiunilor ………………………….. ………………………. 87
4.4.1. Determinarea schemei de încărcare a arborilor și calculul reacțiunilor ………………….. 88
4.4.2. Dimensionarea arborilor la rezistență ………………………….. ………………………….. ………. 89
4.4.3. Verificarea rigidității ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 92
Bibliografie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………… 95
4
1. DINAMICA AUTOVEHICULULUI ȘI SOLUȚII SIMILARE
1.1. Solu ții de autovehicule similar
În vederea realizării unei comparații referitoare la detaliile cât mai diferite dar și cât
mai reale cu privire la dezvoltarea autoturismelor având specificația impus ă în tema de
proiectare respectiv: nr de locuri: 5, viteza maxima: 160 km/h ; s-a real izat 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 similare
Nr.
Crt. Marca si modelul Cilindree
[cm³] Puter ea
[CP la rot/min] Moment motor
[Nm la rot/mn] Ampatament
[mm] Ecartament
fata [mm]
1 Dacia Duster 1598 105/5750 148/3750 2673 1560
2 Suzuki Grand Vitara 1586 106/590 145/4100 2440 1540
3 Ford Kuga 1596 150/5700 240/4000 2690 1563
4 Nissan Qashqai 1598 117/6000 158/4400 2765 1540
5 Volkswagen T -Roc 999 116/5500 200/3500 2590 1546
6 Subaru XV 1600 114/5600 150/4000 2635 1525
7 Skoda Kodiaq 1395 125/6000 200/4000 2791 1586
8 Renault Captur 1199 120/4900 190/2000 2606 1531
9 Renault Ka djar 1197 130/5500 205/2000 2646 1556
10 Opel Mokka 1598 115/6000 155/4000 2555 1540
11 Mitsubishi ASX 1590 115/6000 154/4000 2670 1525
1450,5
2641,9 1546,5
Ecartament
spate [mm] Lungime
[mm] Latime
[mm] Inaltime
[mm] Msasa
totala [kg] Viteza maxima
[km/h] Consum mediu
[L/100 km]
1567 4315 1822 1625 1800 160 8
1570 4035 1810 1695 1830 160 8,2
1565 4524 1838 1702 2100 195 6,6
1550 4541 1780 1645 2072 180 6,6
1541 4234 1819 1573 1780 187 5,1
1525 4450 1780 1570 1905 175 6,3
1576 4697 1882 1655 2175 190 6
1516 4122 1778 1566 1725 192 5,4
1542 4449 1836 1607 1865 192 5,8
1540 4278 1658 1777 1960 170 6,5
1535 4295 1770 1615 1870 183 6
1547,9 4358,2 1797,5 1639,1 1916,5 180,4 6,4
5
a)Lungimea autovehiculului , determinată d e distanța din tre două plane verticale,
perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie și tangente în polii opuși ai automobilului
din față și din spate. L=435 8 mm.
Fig. 1.1. Lungimea autovehiculelor
b)Lățimea automobilului , este distanța dintre dou ă plane parale le cu planu l longitudinal
de simetrie, tangente la punctele extreme de o parte și de alta a automobilului. l=1797 mm.
Fig. 1.2. Lățimea autovehic ulelor 4358,2
3600380040004200440046004800Lungime [mm]
1797,5
150015501600165017001750180018501900Lățim e [mm]
6
c)Ecartamentul față reprezintă distanța dintre planele mediane ale roților punții față si
spate. Ef=1 546 mm, Es=1547 mm.
Fig. 1.3. Ecartamentul fa ță al autovehiculelor
Fig. 1.4 . Ecartamentul spate al autovehiculelor
1546,5
149015001510152015301540155015601570158015901600Ecartament față [mm]
1547,9
148014901500151015201530154015501560157015801590Ecartament spate [mm]
7
d)Ampatamentul este dist anța di ntre axele geome trice ale punților automobilului și
este orientată spre valoarea alea să ca medie, cu mici abateri de la aceasta pentru fiecare
model în pa rte. A=2642 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=1639 mm.
Fig. 1.6. Înălțimea autovehiculelor
2641,9
22002300240025002600270028002900Ampatament [mm]
1639,1
14501500155016001650170017501800Înălțimea [mm]
8
1.2. Tendinte de dezvoltare
Pentru realizarea unui nou autoturism sau îmbunătățirea performanței unuia deja existent,
tendințele de dezvoltare vor avea în vedere imaginea de ansamblu cu priv ire la orientarea
general referitoare la modul de organizare a familiei de autovehicu le din ca re face parte, fiind
deja studiate , amenajarea interioara , modul de dispune re a motorul ui, construc ția sistemelor și
a instala țiilor auxiliare , organizarea și tipul transmisiei , etc.
1.2.1. Tendinte de dezvoltare a autoturismelor
Definite ca fiind autovehicule pentru transportul 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 ne cesității im plicării acestora din ce în ce mai inten se în viața
cotidiană. Urmărindu -se permanent îmbunătățirea performanțelor autoturismelor, se ar e în
vedere implicit perfecționarea și modernizarea construcției în ansamblu a acesto ra, dar și a
elementelo r componente. Astfel, c ând vorbim despre tendințele de dezvoltare se urmărește de
fapt îmbunătățirea performanțelor de economicitate. Nu în ultimul rând, este de menționat și
criteriile ecologice și ergonomice. Astfel, urmărindu -se îmbunătățire a în diferit e domenii,
acestea se extend cuprinzând atât autotur ismul văzut ca ansamblu, cât și fiecare parte
component cătându -se și aplicându -se cele mai mode rn și eficiente soluții în vederea obținerii
unei îmbunătățiri optime, sau chiar o sc himbare.
Prin urmare, o atenție deosebită se acordă motoarelor autoturism elor, urmărindu -se
mai multe direcții de dezvoltare: în primul rând reducerea costurilor de fabr icație , a
consumului de combustibil, mărirea puterii, reducerea noxelor din gazelle e vacuate. Se merge
până la realizarea unor noi motoare cât mai compacte, mai ecologice și mai fiabile.
Tot mai des se întâlnește folosirea f olosirea supraalimentarii prin diferite procedee la
motoarele autoturismelor, procedee ce asigură creșterea puterii și a momentului motor maxim
scăzându -se turaț iile corespunzătoare și consu mul de combustibil. Eforturi considerabile se
fac și în present și pentru reducerea emisiei de g aze nocive, folosindu -se dispositive de
purificare a gazelor de evacuare, fie cataliz atori.
Obiectul unor continue cercetări l -a constituit și încă îl consit uie transmisia
autoturismelor , propunându -se soluții constructive ce urmăresc o corelare cât mai bună între
momentul motor active și momentul motor rezistent, spor irea 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 variație continua a
raportului de transmitere, cele automate și nu în ul timul rând , cele electr ice.
În vederea îmbunătățirii performanțelor de d inamicitate 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 î nainte. De obicei, ulti ma treaptă având
raportul de transmitere subunitar, reprezintă treapta economică, aceasta conducând la
reducerea cosnumului de combustibil în momen tul în care este cuplată, prin micșorarea
turației motorului, respectiv aducerea acest uia în zon a economică a turației.
Mai nou apărute, cutiile de viteze secvențiale optimizează procesul de cuplare a
treptelor de viteză, construcția și funcționarea aces tora sporind totodată confortul de
conducere și îmbunătățind siguranța în deplasare. Din cauza costului ridic at al fabrica tiei dar
si al consumului mare de combustibil, transmisia automata inregistreaza progrese mai lente
comparativ cu transmisia clasica. / comparativ cu transmisia clasica transmisia
automata inregistreaza progrese mai len te din cauza costului r idicat al fab ricatiei dar si al
9
consumului mare de combustibil, Se remarca totusi introducerea microprocesoarelor de bord,
care, alaturi de functi onarea motorului, a directiei, a franelor, a suspensiei,etc gestioneaza
functionarea transmisiei automate. R eferitor la p erformantele atinse de cele mai recente
transmisii automate avand comanda electronica, cu 5 sau 6 trepte de mers inainte se observa
faptul ca acestea tind sa reduca sau chiar sa elimine dezavantajele inregistrate compa rativ cu
transmisiile m ecanice, clas ice, neautomate, cu privire la consumul de combustibil si
dinamicitate. Astfel, se observa faptul ca prin abordarea unor regiuni de con ducere economice
sau sportive se asigură autoturismelor atingerea performanțelor de ec onomicitate și
dinamicitate asemănăt oare cu cele atinse prin folosirea transmisiilor clasice.
Transmisia cu variatie continua a raportului de transmitere -CVT -(Continousl y
Variable Transmission) este întâlnită din ce în ce mai des la autoturismele de clasă mica și
medie datorită rapoartelor de transmitere care în mod continuu se modifică și se adaptează
automat în funcție de modificarea rezistențelor la înaintare ale autom obilului.
Suspensia automobilului este construită astfel încât să asigure confortul pasagerilor
și să protejeze încărcăt ura și implicit celelalte părți componente ale mașinii de posibilele
șocuri, oscilații sau trepidații dăunătoare ce pot apărea din cau za 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 urmare, datorită acestor componen te, oscilațiile
caroseriei vor fi suportabile din punctul de vedere al pasagerilor, iar în ceea ce privește marfa,
aceasta nu va sufer i daune în timpul transportului.
Sistemul de frânare este în mod constant îmbunătățit și generalizat prin sistem ul de
frânare cu dublu circuit. Pentru autoturisme există mai multe tipuri de frânare: frâne disc,
mixte, adică disc la roțile din faț ă 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
limitatoarelo r de frânare și a garniturilor de fricțiu ne, astfel că sunt supuse generalizării.
Sistemele de franare 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 automobilul ui în orice moment , cunosc o larg ă generalizare . Indicatoarele de
uzură a garniturilor de fr ână, 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 de 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 d eplasare datorate folosirii
unor mecanisme servo și respective a unor volane și axe volane rabatabile sau telescopice;
– Dimensionarea efectului racțiilor inverse și anume de la roată spre volan
– Extinderea utilizării servodirecțiilor la autoturisme de clas ă 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 îmbunătățiri, 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 materia l plastic. Securitatea activă și pasivă pentru pasageri 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 de spre
starea, comportarea, sau funcționarea componentelor autoturis mului. Caroseriile au fost
10
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 autotur ismu lui.
Pentru pneuri , in vederea micsorarii energiei absorbite in timpul rulajului, a amortizarii
socurilor, a cresterii sigurantei si duratei in exploatare, se folosesc noi rete te la fabricarea
anvelopelor si camerelor de aer, se utilizeaza di ferite profiluri pentru banda de rulare, se
incearca folosirea unor pneuri fara aer in interior sau a unor pneuri fara camera de aer.
Aparatura de bord foloseste tot mai mult circ uite integrate cu afisaj numeric,
schematic, grafic sau sub forma de dia grame, folosind tehnica fluorescentei in vid sau aceea
cu cristale lichide, care prezinta un grad ridicat de fiabilitate. Aparatura electronica, asistata
de calculator, supravegheaza s i informeaza permanent conducatorul despre diferiti parametri
necesari c onducerii in siguranta, informeaza asupra functionarii organelor in miscare,
urmareste atingerea unor limite maxime de uzura, indica consumul instantaneu si rezerva de
combustibil etc.
1.3. Organizarea transmisiei autovehiculelor
Transmisia a utomob ilelor este organizata in diverse variante constructive, care depind
de destinatia automobilului, de locul si modul de dispunere a motorului si a puntilor motoare,
de numarul acestora, de dimensiunile geometrice ale caroseriei si ale automobilului.
Compunerea si dispunerea partilor componente ale transmisiei este rezultatul unui
proces complex de analiza a calitatilor de tractiune si a capacitatii de trecere ale
automobilul ui, care sa corespunda destinatie sale. Modul de organizare a tran smisiei
influenteaza caracteristicile de deplasare ale automobilului si conditioneaza posibilitatile de
amplasare a celorlalte componete ale acestuia.
1.3.1. Organizarea generala a autoturismelor
In cazul autoturismelor dispunerea echipamentului d e tract iune este realizata in trei
variante constructive, dupa cum urmeaza:
a) solutia „clasica” – cu motorul in fata si puntea motoare in spate;
b) solutia „totul -fata”- cu motorul si puntea motoare in fata;
c) solutia „totul -spate” – cu moto rul si puntea motoare in spate.
Solutia “ totul -fata” , se intalneste la autoturismele de conceptie moderna; ea permite
cea mai buna utilizare a volumului total al caroseriei, asigurand totodata, fara solutii
constructive special e, o foarte buna maniabilitate si stabilitate pe traiectorie, datorita
comportamen tului constructiv subvirator care este autostabilizant pe traiectorie rectilinie.
Raportul dintre volumul util si volumul total al autoturismului are valoarea cea mai ridicat a la
aceasta solutie. Amplasarea motorului se poate face:
a) longitudinal deasup ra puntii din fata, situatie in care se realizeaza o repartitie judicioasa a
sarcinii intre roti si o buna accesibilitate la motor;
b) transversal, cand se asigura co nstruct ii compacte pentru autoturismele de lungime mica,
obtinandu -se un spatiu pentru pa sageri cat mai mare, la acelasi ampatament;
c) central, langa diferential, cand se reduce inaltimea capotei si se mareste distanta dintre
rotile fata.
Avantaj ele sol utiei “totul -fata” sunt:
– legaturi simple si scurte intre organele de comanda si grupul motor – transmisie;
– permite realizarea unui portbagaj spatios;
11
– pericolul de incendiu este redus, rezervorul de combustib il fiin d montat, in general,
pe consola din spate;
– sistemul de racire este simplificat, asemanator ca la solutia clasica;
– efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor, deoarece energia de
impact este absorbita de grup ul motor – transmisie;
– stabilitate ridicata in viraj.
Dezavantajele solutiei „ totul –fata” sunt urmatoarele:
– se micsoreaza greutatea aderenta ce revine puntii motoare la urcarea rampelor;
– solutii co nstruct ive complexe pentru punte a fata , care este punte motoare si
directoare;
– motorul si transmisia sunt expuse la lovituri frontale;
– pneurile din fata se uzeaza mai rapid decat cele din spate.
Fig. 1 .7. Organizarea transm isiei a utoturismelor dupa solutia “totul -fata”
Tabacu, Ș., Tabacu I ., Macarie, T., Neagu , E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de
proiectare, Ed. Universității din Pitești, 2004
12
2. CALCUL DINAMIC
2.1. Alegerea parametrilor princi pali ai autovehiculului
2.1.1. Soluția de organizare general ă și amenajare interioar ă
Amenjarea interioar a a autovehiculelor trebuie sa asigure pasagerilor acele condi ții
care sa le creeze efectiv convingerea ca automobilul este “ a doua casa”, că aici în automobil,
au tot ce l e trebuie ca sa se deplaseze cu maximum de confort si de sigurant a.Usurinta de
conducere si confortul asigurat conduca torului autovehiculului joaca un rol deosebit in
asigurarea randamentului muncii sale si al cresterii gradului de concentrare la conditiil e de
trafic, fapt ce conduce la cresterea sigurantei indeplasare.
In cazul autoturismelor si autobuzelor turistice, confortul oferit pasagerilor reprezinta
o caracteristica functionala importanta, avand in vedere timpu l petrecut in aceste
autove hicule.
Folosirea tot mai accentuata in constructia autovehiculelor a sistemlor electronice de
comanda si c ontrol, a servomecanismelor sau a sistemelor automate a condus, pe de o parte,
la micsorarea efortului fizic de pus de conducator pentru realizarea miscarilor necesare a fi
executate, iar pe de alta parte , la cresterea sigurantei in deplasare, prin imbunata tirea
reactiilor conducatorului si luarea acelor decizii de optimizare a tuturor regimurilor de
deplasare a aut ovehiculului.In mod uzual, usurinta de conducere se considera a fi asigurata de
geometria dispunerii scaunului conducatorului in raport cu comenz ile si alte elemente ale
automobilului, de marimea eforturilor la comenzi, de vizibilitatea drumului.
Confortul este asigurat de calitatile scaunului, ca element izolator la vibratii s i
sustina tor al corpului cu presiunea optima, de nivelul zgomo tului interior, de etansarea
caroseriei la gazele de evacuare, praf si apa. Dimensiunile si forma
caroseriilor autoturismelor se aleg in fu nctie de modul in care sunt amplasate motorul,
organelle transmis iei si portbagajului.Dimensiunile interioare ale caro seriei unui autoturism
influenteaza comoditatea calatoriei pasagerilor si capacitatea de a transporta diferite
incarcaturi, toate acestea trebuind realizate pe fondul unei rezistente sporite a caroseriei ,
estetica si aerodinamica a formei, la un pret accep tabil.
In cazul autoturismelor , cabina pentru pasageri este amplasata la mijloc i ntotdeauna ,
pentru ca acestia sa fie cât mai b ine protejati contra accidentarii.Caroseria de securitate se
obtine prin urmatoarele masuri : rigidizarea constructiei fara reducerea vizibilitatii , folosirea
unor tapiserii de grosime mare pe tavan si peretii laterali , montare a unor ma nere pentru usi
fara proeminente, folosirea coloanei de directie telescopice , mont area parbrizului astfel inca t
la deformarea caroserie i geamul sa sara în afara.
2.1.2. Dimensiunile principale ale capacitatii de trecere
Dimensiunile prin cipale se definesc i n conditi a de repaus a autovehiculului, planul
sau de sprijin este orizontal, rotile au directia corespunzatoare mersului rec tiliniu si presiunea
interioara a aerului din pneu este cea indicata de fabricant.
13
Fig. 2.1. Dimensiunile pri ncipale ale autove hiculului
Broșură Dacia Duster 201 0
• Lungimea – 4358, 2 mm, reprezinta distanta dintre doua plane perpendiculare pe
planul longitudinal de simetri e al autovehicolului si tangente la acesta i n punctele
extreme din fa ta si din spate, toate elementele din fa ta si din spate sunt incluse în
aceste două plane.
• Latimea – 1797,5 mm, este d istanta dintre doua plane paralele cu planul
longitudinal de simetri e al vehiculului, tangente la acesta de o parte s i de alta.
Toate organele laterale ale veh iculului fixate rigid cu except ia oglinzil or
retrivizoare, sunt cuprinse i n aceste plane.
• Inaltimea – 1639,1 mm, reprezinta distanta dintre planul de sprijin s i un plan
orizontal tangent la partea ce a mai de sus a vehiculului pregatit de plecare in cursă,
fara incarcatura utila cu pneuril e umflate la presiunea corespunzătoare masei totale
admise.
• Ampatamentul – 2641 ,9 mm, distanta intre perpendicularele cobora te pe planul
longitudinal de simetrie a l vehiculului.
• Ecartament fata /spate – 1546,5/1547,9 mm, reprezinta distant a dintre centrele
petelor de contact al pneurilor cu solul.
14
2.1.3. Amenajarea interioara
Amenajarea interioară a caroseriei depinde de dimensiunile ce trebuie respectate in
vederea asig urarii comfortului si siguranț ei pasagerilor.
Fig. 2. 2. Amenajarea interioara
Broșură Dacia Duster 20 10
2.1.4. Masa autovehiculului
Unul dintre parametrii principali in construct ia unui autovehicul este masa
autovehicolului (m a) si este suma dintre masa utila (mu) si masa p roprie (m o).
• ma = m u + m o
2.1.4.1. Masa utilă
Este o caracteristica construc tiva a autovehicolului si arata posibilitat iile de utilizare
ale acestuia. Masa utila este determinata de capacitatea de i ncarcare a autovehiculului,
prevazuta prin tema de proiectare sau adoptata funct ie de tipul autovehiculului, i n
concordanta cu capacit atea de i ncarcare a tipurilor similare de autovehicule.
15
Pentru autoturisme, mu = 75 · N + m b = 550 [kg]
unde: N – nr de locuri din autoturism
Mb- masa bagaju lui
2.1.4.2. Masa proprie
Este su ma tuturor mase lor sistemelor si subsistemelor componente cand autovehicolul
se afla in stare de utilizare.
Pe baza solut iilor similare , masa proprie a auto turismului proiectat are urma toarea
valoare:
mo = 1366 ,5 [kg]
In urma cunoasterii valorilor m ai sus menti onate , masa auto turismului va fi:
ma = m u + m o =1916,5 [kg]
Cunosca nd valorile acestor mase se pot calcula:
– greutatea proprie a auto turismului : Go = 9,81·mo => Go = 13405, 365 [N]
– greutatea totala a auto turismului : Ga = 9,81·ma => Ga = 18800, 865 [N]
– greutatea utila : Gu = 9,81·mu => Gu = 5395, 5 [N]
unde acceleratia gravitationala a fost considerata ava nd o valoare de 9,81 m/s2
2.1.5. Centrul de mas a. Coordonatele centrului de mas a.
Centrul de greutate sau centrul de mas a al autovehicolului este punctul in care este
aplicat a masa autoveh icolului si este situat in planul vertical ce trece prin axa longitudinal a de
simetr ie a autovehicolului. Greutatea autovehicolului se consider a aplicat a in centrul de
greutate.
Pentru aflarea pozi tiei centrului de mas a vom folosii coordonatele longitudinale a, b, h g
conform STAS 6926/2 -78.
Exist a mai multe metode pentru aflarea centrului de mas a:
16
• Folosirea de valori in func tie de valorile coord onatelor centrului de mas a al
autovehicolelor luate in calcul in studiu solu tiilor similare.
• Utilizarea valorilor medii ce se reg asesc in literatura de sp ecialitate.
• Determinarea anali tica a coordonatelor centrului de masă
Vom utiliza valori medii confirm datelor reg asite in literatura de specialitate, după cum
urmeaz a in tabelul 2.1.
Tabelul 2.1.
Marimile coordonatelor centrului de gr eutate
Parametrul Starea Tipul autovehicululu i
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
Tabacu, Ș., Tabacu I ., Macarie, T., Neagu , E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de
proiectare, Ed. Universității din Pitești, 2004 , pagina 31
Avand in vedere cele mentionate anterior vom utiliza urma toarele:
a/L = 0, 4889 => a = 0, 4889 · L => a = 0, 4889 · 2,6419 = 1,2918 m
b = L – a = 2,6419 – 1,2918 = 1,3501 m => b / L = 1,3501 / 2,6419 = 0,5110
hg/L = 0, 2010 => h g= 0,2010 · L => h g = 0,2010 · 2,6419 = 0,5312 m
Pe baza informatiilor de mai sus si tinand cont de faptul ca masa autovehicolului se
transmite prin intermediul punt ilor, se va calcula masa ce revine fiecarei punt i astfel:
m1 = b/L · ma = 0,5110 · 1916,5 = 979,3315 kg
m2 = a/L·m a = 0,4889 · 1916,5 = 936,9768 kg
Conform acestor date , greutatile ce revi n puntilor autovehicolului sunt:
G1 = b/L · Ga = 0,5110 · 18800,865 = 9607,2420 N
G2 = a/L · Ga = 0,4889 · 18800,865 = 9191,7428 N
17
Masa unui pneu se calculeaza i n functie de masa ce revine fiecarei punt i astfel:
▪ Pneurile putii fata :
mp1 = m 1 / 2 = 979,3315 / 2 = 489,6657 kg
▪ Pneurile punt ii spate:
mp2 = m 2 / 2 = 936,9768 / 2 = 468,4884 kg
Astfel greutat iile ce revin pneurilor su nt:
▪ Pentru pneurile puntii fata:
Gp1 = G 1 / 2 = 9607,2420 / 2 = 4803,6210 N
▪ Pentru pneurile punt ii spate :
Gp2 = G 2 / 2 =9191,7428 / 2 = 4595,8714
2.2. Alegerea pneurilor
2.2.1. Alegerea pneur ilor și determinarea razelor rot iilor
Pneul este format din anvelopa ai camera de aer si reprezinta partea elastic a a rot ii.
Pentru aflarea tipului de pneu ce va fi f olosit la autoturismul proiectat se va avea in vedere
urmatoarele: greutat ile ce revin ro tilor din fata s i din spate, satisfacerea de vite za maxima ,
tipul autoturismului si dimensiu nile pneurior utilizare la solut iile similare.
In fig. 2.3. au fost n otate cu:
o D – diametrul exterior al anvelop ei
o d – diametrul int erior al anvelopei
o H – inaltimea profilului
o B – latimea profilului
o D = d+2·H
o rr = λ·r 0
unde λ = 0,9 3…..0, 935
adopt λ = 0,93
Lr = circumferinta de rulare
Lr = 2π·r r
Fig. 2.3.
Tabacu, Ș. , ș.a. Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de pro iectare, Ed. Universității din
Pitești, 2004 , pagina 35
18
Pneul ce urme ază a fi folosit la auto turismul proiectat va fi 215/60 R16, este aliniat
recomandărior anterioare și are următoarele caracteristici:
Tabel 2.2.
Tabel cu 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 conditiilor de autopropulsare
Definirea condițiilor de autopropulsare pr eced calculul de tracțiune al autovehicolu lui și
împreună condiționează performanțele acestuia.
Pentru a îndeplini anumite reguli elementare constructive trebuiesc cunoscute
influiențele exterioare ce se opun îna intării autovehicolului în condițiile de pe rforanță cerute
in funcție de dinamicitate, consumul de combustibil, siguranța și confort.
2.4. Rezistențele la înaintarea autovehicolului.
2.4.1. Rezistența la rulare
Rezistența la rulare (R r) este o forță ce acționează i n sens opus deplasării
autoveh icolului și e ste o forță cu caracter permanent. Această forța consumă o parte din
energia transmisă de motor la roțiile motoare.
Apariția acestei forțe este datorată urmato rilor factori: frecarea dintre pneu și calea de
rulare , efectele de ventuză produs de profilele c u contur închis de pe banda de rulare,
întrepătrunderea dintre elementele pneului și microneregul aritățiile căi de rulare, frecările Balonajul [mm] 215
Diametrul interior [mm] 407
Diametru l exterior [mm] 665
𝛌 (0,93-0,935) 0.933
rr [mm] 311
19
interioare din pneu, defor marea suprafeței căi de rulare, viteza de deplasare a automobilului,
presiunea interioară a aerul ui din pneu, deformarea cu h isterezis a pneului.
Pentru proiectoarea autovehicolului, rezisența la rulare (R r) este luată în considerare
prin coeficientul rez istenței la rulare notat cu f și definit de ralația:
f=𝑅𝑟
𝐺𝑎 𝑐𝑜𝑠𝛼
Rr – rezistența la r ulare
Ga cosα – componenta normală pe calea de rulare a greutății autovehicolului.
Avănd în vedere că rularea pneului pe drum 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 apariți a unei forțe rezistente care se opune rulăr ii acestuia.
Fig 2.4. Distribuția presiunii în suprafața de conctact
În tabelul 2.3. se regăsesc valorile madii ale coeficientului rezisten ței la frecare f în
funcție de difreite categorii de drumuri :
Tabelul 2.3.
Valori medii ale coeficientului la rulare f
Natura căii Starea căii Valorile coefici entului 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
Tabacu, Ș. , ș.a. Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de pro iectare, Ed. Universității din
Pitești, 2004 , pagina 41
20
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 = 18801,3109 [N] ; α = 2 2o => R r=0,02·18801,3109 · cos22
=> Rr =376,026 [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 18801,31091 0 0,00 0,000 0 376,026 0,000
0,02 18801,31091 10 2,78 0,017 1 376,026 1,045
0,02 18801,31091 20 5,56 0,035 2 376,026 2,089
0,02 18801,31091 30 8,33 0,052 3 376,026 3,134
0,02 18801,310 91 40 11,11 0,087 5 376,026 4,178
0,02 18801,3109 1 50 13,89 0,122 7 376,026 5,223
0,02 18801,31091 60 16,67 0,157 9 376,026 6,267
0,02 18801,31091 70 19,44 0,174 10 376,026 7,312
0,02 18801,31091 80 22,22 0,192 11 376,026 8,356
0,02 18801,31091 90 25,00 0,209 12 376,026 9,401
0,02 18801,31091 100 27,78 0,227 13 376,026 10,445
0,02 18801,31091 110 30,56 0,244 14 376,026 11,490
0,02 18801,31091 120 33,33 0,262 15 376,026 12,534
0,02 18801,31091 130 36,11 0,279 16 376,026 13,579
0,02 18801,31091 140 38,89 0,297 17 376,026 14,623
0,02 18801,31091 150 41,67 0,314 18 376,026 15,668
0,02 18801,31091 160 44,44 0,331 19 376,026 16,712
0,02 18801,31091 170 47,22 0,349 20 376,026 17,757
0,02 18801,31091 180 50,00 0,366 21 376,02 6 18,801
0,02 18801,31091 180,4 50,11 0,384 22 376,026 18,843
2.4.2. Rezistența la pantă
În timpul deplasării automobilului pe drumuri ce au o înclinare longitudina lă α,
greutatea sa totală G a aplicată în centrul de greutate c g se descompune indoua component e. O
componentă perpendiculară pe calea de rulare (G acosα) și cealaltă paralelă (G asinα).
Componenta paralelă cu calea de rulare se opune înaintării autovehicolul ui in rampă și este
numită rezistența la pantă (Rp).
In cazul în care autovehicolul coboară a tunci componenta paralelă R p devine forță
activa ce contribuie la înaintarea autovehicolului.
Dat fiind aceste situații formula de calcul arezistenței la pantă R p este:
21
Rp = ±G a·sinα
Tabelul 2.5.
Valori medii și maxime ale unghiului de înclinare longit udinal ă a căii de rulare
Tabacu, Ș., Tabacu I ., Macarie, T., Neagu , E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de
proiectare, Ed. Universității din Pitești, 2004 , pagina 50
Având în vedere datele de mai sus, pentru autoturismul proiectat vom avea:
Ga = 18737,1 [N] ; α = 21o => R p = G a·sinα =16050 ·0,374 => Rp = 5751,8 [N]
Tabelul 2.6.
Rezistenta și puterea necesara învingerii la roat ă
α
[˚] Ma
[kg] αcalculat
[rad] g Rpanta
[N] Rψ
[N] Ppanta
[Kw]
0 1916,54 55 0,0000 9,81 0 451,23 0
5 0,0872 1638 2088,16 20
10 0,1744 3263 3709,19 39
15 0,2617 4864 5301,99 59
20 0,3489 6427 6854 ,45 78
22 0,3838 7040 7461,47 98
Fig.2.5. Rezistența la pantă R p
010002000300040005000600070008000
0 5 10 15 20 25Rp[N]
alfa[ °]Rpanta [N]Tipul autovehiculului Valori medii Valori maxime admise
Autovehicule cu o singura punte motoare 17°-19° 22°
Autovehicule cu doua punti motoare 28°-32° 35°
22
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 autove hicolu lui datorită interacțiunii
dintre aer și acesta. Punc tul de aplicație al acestei forțe es te situat în planul de simetre
longitudinalal autovehicolului, la înălțimea h a deasupra căii de rulare și este numit centrul
frontal de presiune.
Cauzele apariți ei ace stei forțe sunt: frec area dintre aer și suprafețele a utovehicolului,
formarea curenților turbionali, repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a
caroseriei.
Valoarea rezistenței aerului depinde de forma autovehicolului, de dens itatea aerului și
de viteza acestuia, de mărimea secțiunii transversale a autoturismului.
Aceas tă valoare este determinată experimental în tunele aerodinamice folosindu -se
auomobile reale sau machete realizate la o anumită scară de proporționaliate urmărin du-se
regimurile de curgere ale curenților de aer în jurul caroseriei. Din centralizarea acesto r date
experimentale se vor luamăsuri constructive pentru optimizarea curgerii curenților de aer și
reducerea posiblităților de aparție a curenților turbionali.
Rezist ența cu care aerul e opune unui cor în misșcare având viteze similare cu
autovehicolul (0 ….330m/s) este proporțională cu densitatea aerului ρ, cu aria secțiunii
transversale maxime a autovehicoluli și cu patratul vitezei de deplasare v a a acestuia.
Tabelul 2.7.
Valori ale coeficentul de rezistență a aerului diferite tipuri de autovehic ule
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
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 plat formă 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
Tabacu, Ș., Tabacu I ., Macarie, T., Neagu , E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de
proiectare, Ed. Universității din Pitești, 2004 , pagina 4 9
Expresia cu care se poa te calcua 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]
23
Unde: B – ecart amentul automobilului
H – înălțimea automobilului
Valoarea rezistenței aerului R a pentru autoturismul proiectat se va stabili in
funcție de urmă toarele d ate:
A=1,5472 ∙ 1,639 = 2,54 => A = 2,54 [m2]
Cx = 0,42
Va = 50.11 [m/s]
ρ = 1,225 [kg/m3]
Ra = 1
2𝜌 · Cx · A· Va2 = 1638,25 => Ra = 1638,25 [N]
Tabelul 2.8.
Rezistenta si puterea aerulu
Ρ Cx A [m2] V [km/h] V [m/s] Ra [N] Pa [kW]
1,225 0,42 2,54 0 0,00 0,00 0,000
1,225 0,42 2,54 10 2,78 5,03 0,014
1,225 0,42 2,54 20 5,56 20,14 0,112
1,225 0,42 2,54 30 8,33 45,31 0,378
1,225 0,42 2,54 40 11,11 80,54 0,895
1,225 0,42 2,54 50 13,89 125,85 1,748
1,225 0,42 2,54 60 16,67 181,22 3,020
1,225 0,42 2,54 70 19,44 246,66 4,796
1,225 0,42 2,54 80 22,22 322,17 7,159
1,225 0,42 2,54 90 25,00 407,75 10,194
1,225 0,42 2,54 100 27,78 503,39 13,983
1,225 0,42 2,54 110 30,56 609,11 18,612
1,225 0,42 2,54 120 33,33 724,89 24,163
1,225 0,42 2,54 130 36,11 850,73 30,721
1,225 0,42 2,54 140 38,89 986,65 38,370
1,225 0,42 2,54 150 41,67 1132,64 47,193
1,225 0,42 2,54 160 44,44 1288,69 57,275
1,225 0,42 2,54 170 47,22 1454,81 68,699
1,225 0,42 2,54 180 50,00 1630,99 81,550
1,225 0,42 2,54 180,4 50,11 1638,25 82,095
24
Fig.2.6. Forta necesara invingerii rezistentei 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 opunne înaintării autovehicolului și se manifestă în
regimul de mișcare accelera tă a acestuia. În regim de frânare inerța pieselor autovehicolului tinde să
mențină deplasarea acestuia și contribuie la mărireaspațiului de frănare, deci, rezistența la demarare
in acest caz devine o forță activă.
În timul acceleră rii autovehiculul ui 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
Rdt – reiese din relația
Rdt = m a · 𝑑·𝑉𝑎
𝑑𝑡 = m a·a
ma – masa totală a autovehicolului
a = 𝑑𝑉𝑎
𝑑𝑡 – accelerația autovehicolului
0,00200,00400,00600,00800,001000,001200,001400,001600,001800,00
0,00 5,00 10,00 15,00 20,00 25,00 30,00 35,00 40,00 45,00 50,00Ra [N]
25
Pentru calculul rezistenței la demarare generată de masele în mișcare de rotație se vor înlocui
toate aceste mase cu o singură masă de translație , ipotetică, 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 une i piese ,,i” a transmisie i, 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 miscare de rotație arată faptul
că nu toată energia acesteia ajunge la roțiile motoare ale autovehicolului, o parte se pierde prin
frecări în transmisie.
Expresia ce face legătura î ntre viteza autovehiculu lui 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 Mome ntele 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
Tabacu, Ș., Tabacu I ., Macarie, T., Neagu , E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de pro iectare,
Ed. Univ ersității din Pitești, 2004 , pagina 51
Formula de calcul pentru aflarea coeficientului δk recomandată în documentația de specialitate
este:
δk=1+σ۰i2CVk
σ = 0,04 – 0,09
Pentru autovehicolul proiectat alegem valoarea medie σ = 0,06
În urma acestor in formații rezistența la demarare R d se calculează cu relația:
Rd =
dtdVma
a =
dtdV
gGa a [N]
26
În care:
ma – masa totală a auto mobilului [kg]
Ga – greutatea totală a automobilului [N]
dtdVa
– accelerația automobilulu i [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 autom obilului
Pentru stabilirea ecuației generale de mișcare se consideră automobilul în mișcare rectilinie, pe
o cale cu înclinare , în regim tranzitor iu de viteză cu accelerație pozitivă.
Echilibrul dinamic al automobilului este date de bilanțul de tracți une, care reprezintă ecuația de
echilibru după direcția vitezei automobilului, de forma:
d p a r R R R R R F +++=
[N]
în care:
RFeste forța activă;
d p a r R,R,R,R – rezistențele la înaintare.
Bilanțul de tracțiune exprimă egali tatea dintre forța totală la roată – obținută prin însumarea
forțelor tangențiale de la toate roțile motoa re – și suma reziste nțelor 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 analit ică a acestei forțe este:
vP
riMFt
rttr
R==
unde:
M – este momentul dintr -un punct de pe caracteristica exterioară corespunzător unei tura ții n
a motorului;
P – este puterea în aceleași condiții;
TR
– este randamentul transmi siei;
itr – este raportul de transmitere al transmisiei;
rr – este raza de rulare a roților;
v- este viteza de deplasare a automobilului.
În funcție de condițiile de autopropulsare ale automobilului, din ecuația de mișcare se
definesc m ai mul te form e particulare și anume:
a) Deplasarea cu viteză maximă.
Prin convenție “viteza maximă” este cea mai mare valoare a vitezei cu care automob ilul 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
27
][278, 2014212
maxmaxN vAC f G Fx a vR =+=
b) Depla sarea pe calea cu înclinare longitudinală maximă sau pe calea cu rezistență specifică
minimă.
Deplasarea p e panta maxim ă (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 f aptul că la v iteze m ici, specifice
deplasării automobilului pe panta maximă, rezistența aerului este neglijabilă in raport cu celelate
forțe din expr esia forței la roată se obține forma particulară:
52, 7520maxmax==
a R G F N
c) Pornirea de pe loc cu accelerația max imă
Pornirea de pe loc cu accelerația maximă se obține în condiția în care intreaga forța disponibilă
se utilize ază 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 nu lă) 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 fluxul ui de putere, de la motor la roțile motoare ale autovehicolului, este
caracterizată de pierderi ce se dato rează fenomenelor de frecare apărute în componentele
trans misiei.
Valorile randamentelor subansamblelor component ale transmis iei 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 celel alte trepte);
• reductor distribuitor:
94,0…91,0ηCV=
• transmisia longitudi nală:
995,0…990,0ηTL=
• transmisia pricipală:
94,0…92,0η0=
pentru transmisii pricipal e simple;
28
92,0…90,0η0=
pentru transmisii pricipale duble.
Se observă că valoarea globală a randamentului transmisiei este influențată de o multitudine
de factori fapt ce a dus ca în clcule să se opereze cu valorile din figura 2.7.
Pentru a utovehicolul proiectat conform cerinței proie ctului se va folosi un randament
corespunzăto r autobuzelor.
Adopt ηt = 0,97.
2.7. Determinarea caracter isticii exterioare a motorului
2.7.1. Alegerea tipului motorului
Majoritatea automoblelor folosesc pentru autopropul sare motoare cu ardere internă (m.a.i.)
care au o miscare de translație a pistonului și sunt de două tipuri: motoare cu aprindere prin scânteie
– M.A.S.(Otto) și amotoare cu aprindere prin comprimare – M.A.C.(Diesel).
Alegerea motorului pentru autopropul sarea autoturismului se face in funcție de p utere (P) și
de moment (M). Aceste doua cara cteristici sunt exprimate în funcție de turația arborelui motor (n),
printr -un câmp de caracteristici P=f(n) și M=f(n ) numite caracteristici de turație.
Posibilitățile maxime alemotor ului în privința puterii și m omentului sunt determinate de
caracteristica de tutație la sarcină totală (caracteristica exterioară).
Statisticile apreciază că pentru autoturismul proiectat, sunt utilizate cu precădere motoarele cu
aprindere p rin comprimare M.A.S .
2.7.2. Determinarea analitic a a caracteristicii exterioare
Din definirea condițiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză maxim ă presupune
dezvoltarea unei forțe la roată F Rmax.
Din de ducerea puterii ca produs dintre forță și viteză, r ealizarea performanței de viteză
maximă, în condiți i prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:
Fig.2.7. Valori recomandate pentru randamentul transmisiei
29
tR
vv FP=1000maxmax
max
unde:
– PVmax : puterea dezvoltată de motor pentru atingerea vitezei
maxime
– FRmax : forța la roată la v iteză 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 adapta bilitate al motorului.
–
min/ 6325max rot n= : nmax-turația maximă a motorului
Pe cale analitică cu rba 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 d e variație a momentului motor efectiv M e se obține pe baza relației:
nPMe
e=9550
iar cea a consumului specific efectiv cu relația:
30
+
−=2
8,0 2,1
p pep enn
nnc c
unde:
– cep=327 g/kwh : consumul specific de combust ibil la turația put erii 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
kW2,77max=P
MP = P max
;
=
30575014,3
30=pn = 662,35 rad/sec
Consumul de combustibil este definit astfel:
• Consumul orar – cantitatea de combustib il 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 putere de 1kW:
o ce=1000*(Qh /Pe) [g/kWh]
Pentru completarea caracteristic ii exterioare cu curba consumului specific de combustibil se
utilizeaza relația:
ce=cep*[1,2 -(n/np)+0 ,8*(n/np)^2],
Tabelul 2.10.
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 297,44 8 165,550 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
31
Fig.2.8. Caracteristica exterioara
2.8. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisie
2.8.1. Determinarea valo rii maxime a raportului de transmitere
Valoa rea maximă a raportului de transmitere i t max se obține când este cuplată prima treaptă a
cutiei de viteze, soluție când autovehiculul res pectiv poate să urce panta maximă și să aibă potențial
de accelerație maximă la pornirea din loc. Raportul de tr ansmit ere maxim se calculează cu relația:
9547,13
maxmax =
td ad
tMr Gi
2.8.2. Determinarea valorii minime a r aportului de transmitere
Valoarea minimă a raportului de transmitere a transmisiei este determinată din condiția
cinematică de realizare a vitezei maxime de p erform anță, când motorul funcționează la turația
maximă. Raportul de transmitere i tmin se realize ază în puntea motoare, fie numai prin angre najul
conic, fie prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducerea turației cu funcționare
permanentă monta te în punte.
Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condiț iile de
viteză maximă, în ultima treaptă a c utiei de viteze, valoarea raportului i tmin este dată de relația:
it min=
maxmax**30 vnrr =4,111
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
32
2.8.3. Determinarea valor ii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de
viteze
Cunoscând raportul de tra nsmitere i t max , cît și i t min se poate determina raportul de transmitere
iCV1 :
iCV 1 =
minmax
tt
ii = 3,3947
2.8.4. Determinarea numarului 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 vitez a maximă în treapta inferioară
să fie egală, cu viteza minimă în treapta superioară. Metoda r ecomandată de literatura de
specialitate este aceia a etajării treptelor în progresie geometrică. Pentru calculul numărului de
trepte se pornește de la princ ipiul că viteza maximă, într -o treaptă inferioară să fie egal cu viteza
minimă într -o treaptă super ioară, 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 c utia d e viteze sînt necesare n trepte date de relația:
n
MCV
nni
max1
loglog1+ ; => n=1,4825. 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 ținân d 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 d e transmitere din cutia de viteze
Tabelul 2.11.
Treapta de viteza Valoarea raportului
Tr1 3,3947
Tr2 2,5009
Tr3 1,8425
Tr4 1,3574
Tr5 1
33
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 consider ă viteza un ghiulară
.
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 număru lui de trepte, mai întâi trebuie să se cunoască raportul d e
transmitere pentru treapta I a cutiei de viteze ca să se poată determina celelalte rapoarte de
transmitere ale cutiei de viteze. Pentru aceasta trebui e ca funcți onarea moto rului pe caracteristica
exterioară să aibă loc într -un interval de viteze unghiul are cuprins în domeniul de stabilitate.
În plus se fac următoarele ipoteze: schimbarea treptelor de viteză învecinate sa se facă
instantaneu, iar vitez a maximă, î ntr-o treap tă este egală cu viteza minimă în treapta imediat
superioară.
2.8.6. Calculul si constr uirea diagramei fierastrau
Fig. 2.9. Diagrama fierastrau
0,0010,0020,0030,0040,0050,0060,00
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000Diagrama fierastrau
34
Tabelul 2.12.
Calculul diagramei fierastrau
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 1,98 2,69 3,66 4,96 6,73 89,01
1250 2,92 3,96 5,38 7,30 9,90 130,90
1650 3,85 5,23 7,10 9,63 13,07 172,79
2050 4,78 6,49 8,82 11,97 16,24 214,68
2450 5,72 7,76 10,54 14,30 19,41 256,56
2850 6,65 9,03 12,26 16,63 22,58 298,45
3250 7,58 10,30 13,98 18,97 25,75 340,34
3750 8,75 11,88 16,13 21,89 29,71 392,70
4150 9,69 13,15 17,85 24,22 32,88 434,59
4550 10,62 14,41 19,57 26,56 36,05 476,47
4950 11,55 15,68 21,29 28,89 39,22 518,36
5350 12,49 16,95 23,01 31,23 42,39 560,25
5750 13,42 18,22 24,73 33,56 45,56 602,14
6150 14,35 19,48 26,45 35,90 48,72 644,03
6325 14,76 20,04 27,20 36,92 50,11 662,35
2.9. Studiul si determinarea performantilor dinamice de trecere si de demarare
2.9.1. Performanțele dinamice
Caracteristica de tracțiune sau caracteristica forței la roată reprezintă curbele de variație ale
forței la roat ă în funcție de viteza de deplasare a autovehiculului
()vf FR= pentru fiecare treaptă a
cutiei de vit eze utilizată.
Construirea caracteristicii forței la roată s e face pe baza caracteristicii exterioare a motorului
pornind de la curba puteri i 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 transmisiei, când este cuplată treapta k de viteză cu
raportul
kCVi ;
t este randamentul transmisiei;
dr raza dinamică a roții.
Viteza de de plasare a autovehiculului se calculează cu relația:
35
ktki1
30nv= (2.3)
unde n este turați a motorului corespunzătoare coordonatelor P sau M din caracteristica exterioară a
motorului.
Tabelul 2.13.
vk [m/ s]
viteza 1 viteza 2 viteza 3 viteza 4 viteza 5
1,984 2,693 3,655 4,961 6,734
2,917 3,960 5,375 7,296 9,903
3,851 5,227 7,095 9,631 13,072
4,784 6,494 8,815 11,965 16,242
5,718 7,761 10,535 14,300 19,411
6,651 9,028 12,255 16,635 22,580
7,585 10,296 13,975 18,969 25,749
8,752 11,880 16,125 21,888 29,710
9,685 13,147 17,845 24,223 32,879
10,619 14,414 19,565 26,557 36,048
11,552 15,681 21,285 28,892 39,217
12,486 16,948 23,005 31,227 42,386
13,419 18,215 24,725 33,561 45,556
14,353 19,483 26,445 35,896 48,725
14,761 20,037 27,198 36,918 50,111
Tabelul 2.14.
FR1 [N] FR2 [N] FR3 [N] FR4 [N] FR5 [N]
4965,38 3658,07 2694,95 1985,40 1462,67
5266,74 3880,08 2858,51 2105,90 1551,45
5523 ,45 4069,20 2997,84 2208,55 1627,07
5735,51 4225,43 3112,93 2293,34 1689,53
5902,93 4348,77 3203,80 2360,28 1738,85
6025,71 4439,22 3270,43 2409,37 1775,02
6103,84 4496,78 3312,84 2440,61 1798,03
6138,72 4522,48 3331,77 2454,56 1808,31
6116,39 4506,0 3 3319,65 2445,63 1801,73
6049,43 4456,69 3283,31 2418,86 1782,01
5937,81 4374,47 3222,73 2374,23 1749,13
5781,55 4259,35 3137,92 2311,75 1703,10
5580,65 4111,34 3028,88 2231,42 1643,92
5335,10 3930,44 2895,61 2133,24 1571,58
5213,64 3840,96 2829,69 2084 ,67 1535,80
36
Tabelul 2.15.
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 15,36 5
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 76,96 1 76,961 76,961 76,961
Fig.2.10.Caracteristica forței la roată
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
37
Fig.2.11.Caracteristica puterilorla roată
Pentru studiul performanțelor automobilului la deplasarea pe un anumit drum, caracterizat de o
înclinare longitudinală
și un coeficient de rezistență la ru lare f caracteristica se completează și cu
bilanțul de tracțiune dat de relați a:
d p a r R R R R R F +++=
Tabelul 2.16.
v5 [m/s] Rrul [N] Ra [N] Rrul+Ra [N] FR5 [N]
6,734 376,026 29,587 405,613 1462,674
9,903 376,026 63,98 5 440,011 1551,446
13,072 376,0 26 111,488 487,514 1627,066
16,242 376,026 172,095 548,121 1689,535
19,411 376,026 245,806 621,832 1738,852
22,580 376,026 332,621 708,647 1775,019
25,749 376,026 432,540 808,566 1798,033
29,710 376,026 575,867 951,893 1808,308
32,879 376,026 705,271 1081,297 1801,732
36,048 376,026 847,778 1223,805 1782,005
39,217 376,026 1003,390 1379,417 1749,127
42,386 376,026 1172,107 1548,133 1703,097
45,556 376,026 1353,927 1729,953 1643,916
48,725 376,026 1548,851 1924,878 1571,584
50,111 376,026 1638,25 2 2014,278 1535,803 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
38
Fig.2.12.Bilantul de tractiune
Rezolvarea unor probleme legate de tracțiunea automobilului este posibil și prin studiul
bilanțului dintre puterea dezvoltată la roțile motoare și puterile 38utomobile 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 repr ezintă echilibrul 38utomob dintre puterea l a roată
PR și suma puterilor necesare învingerii rezisten țelor la înaintare, 38utomobile rezistența la rulare
( Pr ), rezistența la urcarea pantei ( Pp ), rezistența aerului ( Pa ) și rezistența la demaraj ( Pd ), d at
de relația:
d a p r t R PPPP 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 rula re pe calea orizontală bună 38utomobile 38 cu un 38utomobile 38 al
rezistenței la rulare f o = ct. pentr u viteze uzuale. Deci :
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 deplasar ea cu viteză constantă pe o cale 38uto ( sau disponibilă) . Această
putere este utilizată de 38utom obile în următoarele scopuri: sporirea vitezei maxime, învingerea
rezistențelor maxime ale căii de rulare, sporirea vitezei și învingerea rezistențelor căii.
0,000500,0001000,0001500,0002000,0002500,000
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000 60,000Bilantul de tractiune
Rrul [N] Rrul+Ra [N] FR5 [N]
39
Tabelul 2.17.
V5 [m/s] Prul [kW] Pa [kW] Prul+Pa [kW] Pr5 [kW]
6,734 2,532 0,199 2,732 9,850
9,903 3,724 0,634 4,358 15,365
13,072 4,916 1,457 6,373 21,270
16,242 6,107 2,795 8,902 27,441
19,411 7,299 4,771 12,070 33,752
22,580 8,491 7,510 16,001 40,079
25,749 9,682 11,137 20,820 46,29 7
29,710 11,172 17,109 28,281 53,725
32,879 12,363 23,189 35,552 59,240
36,048 13,555 30,561 44,116 64,238
39,217 14,747 39,350 54,097 68,596
42,386 15,938 49,681 65,620 72,188
45,556 17,130 61,679 78,809 74,890
48,725 18,32 2 75,467 93,789 76,575
50,111 18,843 82,095 100,938 76,961
Fig.2.13. Bilantul de putere
0,00020,00040,00060,00080,000100,000120,000
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000 60,000Bilantul de putere
Prul [kW] Prul+Pa [kW] Pr5 [kW]
40
2.9.2. Caracteristica dinamica
Folosind curbele de variație ale factioruluii dinamic toate treptele din cutia de viteză se
obține caracteri stica dinamică a autovehiculului.
Tabelul 2.18.
D1 v2 [m/s] D2 v3 [m/s] D3 v4 [m/s] D4 v5 [m/s] D5
0,26396 2,693 0,19431 3,655 0,14287 4,961 0,10475 6,734 0,07622
0,27983 3,960 0,20583 5,375 0,15104 7,296 0,11016 9,903 0,07911
0,29327 5,227 0,21548 7,095 0,1577 0 9,631 0,11425 13,072 0,08061
0,30426 6,494 0,22328 8,815 0,16287 11,965 0,11701 16,242 0,08071
0,31283 7,761 0,22921 10,535 0,16655 14,300 0,11844 19,411 0,07941
0,31896 9,028 0,23328 12,255 0,16874 16,635 0,11855 22,580 0,07672
0,32265 10,296 0,2355 0 13,975 0,16943 18,969 0,1173 2 25,749 0,07263
0,32385 11,880 0,23564 16,125 0,16819 21,888 0,11393 29,710 0,06555
0,32206 13,147 0,23367 17,845 0,16552 24,223 0,10972 32,879 0,05832
0,31784 14,414 0,22983 19,565 0,16135 26,557 0,10418 36,048 0,04969
0,31119 15,681 0,2241 4 21,285 0,15569 28,892 0,09731 39,217 0,03966
0,30210 16,948 0,21658 23,005 0,14853 31,227 0,08912 42,386 0,02824
0,29057 18,215 0,20716 24,725 0,13989 33,561 0,07960 45,556 0,01542
0,27661 19,483 0,19588 26,445 0,12974 35,896 0,068 75 48,725 0,00121
0,26974 20,037 0,19036 27,198 0,12484 36,918 0,06359 50,111 -0,00545
Fig.2.14.Caracteristica dinamica 0,000000,050000,100000,150000,200000,250000,300000,35000
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000 60,000Caracteristica dinamica
41
2.9.3. Performanțele la demarare
2.9.3.1. Accelerația automobilului. Caracteristica accelerației
Pentru determinarea accelerațiilor se consideră automobilul în misca re rectil inie pe o vale
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.
= 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.
a1 [m/s²] a2 [m/s²] a3 [m/s²] a4 [m/s²] a5 [m/s²]
1,63813 1,36780 1,06129 0,77429 0,53033
1,74469 1,45816 1,13177 0,82377 0,55761
1,83490 1,53392 1,18935 0,86112 0,571 72
1,90876 1,59508 1,23402 0,88634 0,57265
1,96627 1,64164 1,26579 0,89943 0,56041
2,00743 1,67360 1,28466 0,90039 0,53500
2,03223 1,69095 1,29061 0,88922 0,49642
2,04025 1,69211 1,27991 0,85819 0,42967
2,02827 1,67662 1,25684 0,81973 0,36145
1,9999 3 1,64652 1,22086 0,76913 0,28005
1,95525 1,60182 1,17197 0,70640 0,18549
1,89421 1,54251 1,11018 0,63153 0,07775
1,81683 1,46861 1,03548 0,54454 -0,04317
1,72309 1,38010 0,94788 0,44542 -0,17725
1,67694 1,33679 0,90549 0,39823 -0,24005
42
Fig. 2.1 5. Caracteristica accel eratiilor
2.9.3.2. Caracteristica la demarare
Tabelul 2. 20.
1/a1 [s²/m] 1/a2 [s²/m] 1/a3 [s²/m] 1/a4 [s²/m] 1/a5 [s²/m]
0,610450956 0,731100744 0,942250192 1,291512842 1,885611513
0,573166532 0,685794291 0,88357003 1,213932081 1,793364593
0,544987856 0,651 9226 29 0,840795187 1,16127614 1,749114765
0,523899744 0,626926223 0,810357331 1,128231783 1,746261372
0,508577086 0,609146139 0,790019295 1,111812148 1,784396189
0,498149967 0,597514748 0,778418891 1,110628487 1,869148847
0,49206927 0,591382132 0,77482 5015 1,124583082 2,01442492
0,49013621 0,590976504 0,781302005 1,165239015 2,327385474
0,493031844 0,596439331 0,79564782 1,219921225 2,766670305
0,500016708 0,607342734 0,819097896 1,300177344 3,570772536
0,511443806 0,624291586 0,853265445 1,41563778 3 5,391268941
0,527923425 0,648292786 0,900757818 1,583446817 12,86235717
0,550409704 0,680916546 0,96573613 1,836409911 -23,16687301
0,580352065 0,724583554 1,054988214 2,24508951 -5,641783893
0,596323987 0,748060443 1,104369316 2,511080164 -4,1657518 89 0,000000,500001,000001,500002,000002,50000
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000 60,000Caracteristica acceleratiilor
43
2.9.4. Timpul si spati ul de demarare
Tabelul 2.2 1.
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 30,00td [s]
v [km/h]Timp de demararev [m/s] td [s] Sd [m]
0,00 0,00 0,00
2,78 1,70 4,71
5,56 3,21 13,63
8,33 4,66 26,58
11,11 6,08 43,47
13,89 7,46 64,19
16,67 8,83 88,71
19,44 10,19 117,02
22,22 11,56 149,13
25,00 13,09 185,48
27,78 14,74 226,44
30,56 14,74 267,40
33,33 14,74 308,35
44
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. 2.1 7. Spațiul de demarare
2.9.5. Timpul și spațiul de frânare
Tabelul 2.22.
v[km/h] φ sf1[m] sf2[m] sf3[m] sf4[m]
100 0,8 49,00807653 65,344 10204 98,0161 5306 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 12,2520191 3 16,33602551 24,50403827 49,00807653
40 7,841 292245 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
45
Tabelul 2.23.
Fig. 2.17. Timpul de frânare
0246810121416
0 20 40 60 80 100 120Timpul de franare
tf1[s] tf2[s] tf3[s] tf4[s]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 2,831577 755 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 0,707894 439 1,415788878
0 0 0 0
46
Fig.2.18. Spatiul de franare
050100150200250
0 20 40 60 80 100 120Spatiul de franare
sf1[m] sf2[m] sf3[m] sf4[m]
47
3. CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AMBREIAJULUI
3.1. Studiul ambreiajului și a soluțiilor similare
3.1.1. General ități
Ambreiajul repr ezintă un dispozitiv de cuplare care leagă arborele cotit al motorului 1 și
arborele primar al cutiei de viteze 3, fiind ampla sat în vecinăt atea volantulu i motorului, cu care este
compatibil în dimensiuni.
Ambreiajul este inclus în transmisia autom obilului în vederea compensării principalelor
dezavantaje funcționale ale motorului cu ardere interna , precum și ale cutiei de viteze mecani ce în
trepte.
Fig. 3.1. Dispunerea ambreiajului în echipamentul de propulsie
Tabacu, I., Tra nsmisii mecanice pe ntru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 35
48
Principalele probleme pe care am breiajul le rezo lvă sunt:
• cuplarea progresivă a motorului cu 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 automo bilului 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 aut omobilului pe cale.
De obicei, pentru automobile sunt utilizate ambreiaje mecanice. În acest ca z, transm iterea
mom entului motor către celelalte părți componente ale transmisiei este realizată prin intermediul
forțelor de frecare existente î ntre suprafețele aflate în conta ct. Așadar, la aceste tipuri de ambreiaje,
distingem trei componente principale ce pot f i observat e în figura 3.2.
– componenta conducătoare, compusă din volantul 1 al motorului și mecanismul ambreiaj 2,
piese aflate în perman entă legătură cu motorul (aflate în mișcare de rotație pe timpul
funcționării motorului)
– componenta condusă, formată din discul de ambreiaj 3 și arborele ambreiaj , piesele c are au
conexiuni directe cu tra nsmisia m otorului ;
– sitemul de acționare , care cuprin de manșonul de d ecuplare 4, furca 5 și un dispozitiv extern
de comanda 6, mecanic sau hidraulic, piese ce au rolul de a t ransmit e comanda de acționare
către ambreiaj.
Fig. 3.2. Compunerea generală a ambreiajului
Tabacu, I., Tra nsmisii mecanice pe ntru au toturisme, Ed. T ehnică, București, 1999, pagina 36
49
Operațiile ambreiajului:
1. Debreierea reprezintă operația prin care se decuplează ambreiajul , deci mișcarea de rotație a
motorului nu se mai transmite și im plicit poate avea loc schimbarea vitezelor. Debre ierea se
realizează în totdeauna 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 cup lajului de sig uranță.
3.1.2. Cerințele ambreiajului
Există o serie de co ndiții care se imp un în ceea ce privește funcționarea și utilizarea
ambreiajului:
– Operația de debreiere tr ebuie s ă se realizeze complet, rapid și cu un efort minim din partea
conducătorului. În cazul în care nu este respectată condiția de completitudine, e xistă riscul de a avea
loc mai multe evenimente neplăcute, precum apariția zgomotelor și șocurilor la schi mbarea
treptelor.
– Ambr eierea trebuie sa se realizeze în mod progresiv și perfect din punctul de vedere al
patinării care ar putea ap ărea în timpul rul ării. În situația în care ambreiajul este cuplat brusc, există
posibilitatea apariției șocur ilor mai ales la plec area de pe loc, dar și ulterior. Acestea nu numai ca
produc un disconfort, dar de asemenea produc uzura pieselor . Luând în co nsiderare aceste s ituații,
ambreiajul trebuie să fi astfel conceput încât să poată transmite momentul motor maxim chiar și
când pie sele sunt uzate în limita admisibilă. Mai mult decât atât, trebuie să dispună de un nivel
ridicat de siguranță în funcționate și o durată semni ficativă de servic iu.
– În stare cuplată, sa asigure transmiterea integrală a momentului ma xim al motorului, fără
patinare, iar în regimurile în care pot apărea suprasarcini dinamice să limiteze, prin patinare,
creșterea momentului, evitând u-se astfel supras olicitarea organelor transmisiei.
Se cunoaște faptul că ambreiajul reprezintă cel mai utilizat și solicitat siste m din cadrul
transmisiei la orice automobil. Fiabilitatea acestuia trebuie, deci, să corespundă cu cea a
schimbătorului de vi teze pentru automo bilele de fabricație modernă.
În afară de aceste aspecte, ambreiajul trebuie să îndeplinească și următoarele con diții:
– Masa proprie și mome ntul de inerție să fie cât mai reduse;
– Dimensiunile ce țin de gabarit să fie limitate;
– Variația pa rametrilor de bază să fie cât mai mică pe durata exploatării și să existe dispozitive
destinate reglării;
– Să existe un echilibru di namic ;
– Să fie accesibil în ceea ce privește întreținerea, sau, daca este posibil, să nu fie nevoie de
acțiuni de întreținere;
– Construcția să fi e simplă și costu rile de producție reduse.
3.1.3. Soluții constructive de ambreiaje mecanice
Ambreiajele mecanice întâ lnite în construcția de autoturisme sunt cele cu arcuri. Schemele de
organizare constructivă a acestor ambreiaje sunt prezen tate în fig. 3.3. Partea conducătoare, legată de
arborele cotit 1 al motorului, este formată din volan tul 2, de care se montează, pri n șuruburile 3,
50
carcasa 4 a mec anismului ambreiaj. Solidar în rotație cu carcasa 4, având însă față de aceasta
mobilitate re lativă de translați e, se găsește discu l de presiune 5.
Pentru realizarea forței necesare m enținerii stării cuplate a ambr eiajului, între carcasa 4 și
discul de presiune 5 sunt montate precomprimate, arcurile periferice 7 (fig. 3.3,a), respectiv a rcul
central diafra gmă 9 (fig. 3. 3,b).
Arcurile periferice 7 (fig.3.3,a), dispuse la distanțe egale pe periferia discului de presiune,
sunt arcuri elicoidale din sârmă trasă c e au caracteristică liniară. Stările de funcționare ale
ambreiajului s unt determinate pri n 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 es te îndeplinit de un disc subțire confecționat din oțel 9, de formă tronconică, cu o
serie de brațe elastice formate din tăieturi rad iale. 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 deformatoare asupra
cerculu i bazei mici se obține situarea arcului în diferite poziții în caracteristica elastică,
corespunz ătoare stărilor de funcțion are.
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 prin manșonul d e decuplare 12.
Ambreiajul este cuplat , în stare normală . Starea “normal cuplată” este efectul arcu rilor 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 freca re, fiecare s uprafață de frecare reprezentând o cale de legătură
dintre părțile condusă și conducătoare. Forțele de frecare as tfel generate, reduse în raport cu axa de
rotație, dau naștere momentului capabil al ambreiajului.
Decuplarea ambre iajulu i se obține când în partea de comandă se dezvoltă o forță de decuplare
Fd, sub acțiunea căreia manșonul de decuplare 12, depla sat axial spre stânga, va roti pârghiile de
decuplare 6, respectiv generatoarele arcului diafragmă 9 , în sens orar. Simultan cu pr eluarea 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 condu să. Se 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
anterio ară de cuplării, se realizează contactul cu frecare dintre partea conducătoare și partea
condusă.
51
Fig.3.3. Schemele de organizare constructivă a ambreiajelor mecanice cu arcuri:
a-ambreiajul cu arcuri periferice; b – ambreiajul cu arc central diafragmă
Tabacu, I., Tra nsmisii mecanice pe ntru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 48
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 decup labil p rin comprimare, numit și
ambreiaj de tip apăsat și ambreiajul cu arc diaf ragm 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 tal ie mic ă și medie, precum și a autoutilitarelor u șoare, cuprinde în par tea
conduc ătoare: 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 disc ul de p resiune 3 și
carcasa 2 se face prin intermediul lamelelor elastice mult iple 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 ax ei 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 p roeminentei
circulare “a” ambutisat ă pe carcas ă.
52
Fig. 3.4 . Constructia ambreiajului cu arc diafragmă ”apasat”
Tabacu, I., Tra nsmisii mecanice pe ntru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 50
Pentru d ecuplare (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 d iafragmă în zona
cercului bazei mici și se rote ște în raport cu articulația de pe carcasă. Ca urm are 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 lamel e multiple 5, cu rol de arcuri readucatoare, discul de presiune 3 se
retrage spre carcasă, realiz ându -se astfel decuplarea ambreiajului prin desfacerea legaturii cu frecare
dintre discul condus 9 și suprafețele conducătoare de frecare ale volantulu i 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 cer cul bazei mari. Starea decuplată se obține prin deplasarea man șonului
de decuplare 4 în sensul săgetii, respectiv prin departarea man șonului de volantul motorului.
53
Fig. 3.5. Construcția ambreiajului cu arc diafragmă :”tras”
Tabacu, I., Tra nsmisii mecanic e pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 51
3.1.4. Mecanismul de acțio nare a ambre iajului
Pentru ambreiajul mecanic cu discuri există două stări în timpul funcționării: cuplat și
decuplat. Acțiunea de debreiere , realizată prin sistemul de acți onare care are ro lul 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 către sistemele de acționare, în vederea
corespondenței dintre pa rtea con structivă și cea funcțion ală:
– 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 uzuri normale să fie compensate automat;
– Construcția să fie sim plă și s igură de utili zat.
Din pu nctul de vedere al construcț iei, există mai multe tipuri de sisteme de acționare :
54
– Acționare mecanică
– Acționare hidraulică
– Acționare electromagnetică
3.2. Calculul ambreiajelor mecanice
3.2.1. Determinarea parametrilor de bază
Calcu lul ambr eiajului 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 dimensiu nilor garniturilor
de frecare; calculul arcurilor de presiune; calculul arborelui; calc ulul mecanismului de acționare.
Parametrii de bază necesari pentr u calculul ambreiajului sunt:
– Coeficientul de siguranță,
– Presiunea specifică,
– Creșterea de tem peratură din amb reiaj la momentul pornirii de pe loc.
a. Determinarea coeficientului de siguranță a ambreiajului, β
Acționarea ambreiajului, fazele de cuplare și d ecuplare a acestuia, presupun în timpul funcționării
frecări normale care duc inevitabil la uzu ra discu rilor conduse și nu numai. Această uzură determină
în cazul garniturilor de frecare o s lăbire a arcurilor, ceea ce implicit înseamnă o modificare a forțe i
de apăsare. Pentru a evita imposibilitatea de a transmite momentul maxim motor, se alege
mome ntul cap abil 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
maxa= .
În acest mo d se poa te 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
patina rea ambr eiajului 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.
]/ [max m daN M Mc=
(3.1)
55
Vom alege valoarea coeficientului maxim de sig uranță
ținând cont de recomandările din
literatura de specialitate referință , luând în considerare 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 patinează după uzura garniturilor;
– Forța necesară acționării pedalei ambreiajului să fie optimă, fără să solicite un efort mare din
partea conducăto rului
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 este:
=25,3…5,1cmdaNpa
c. Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului (Δt)
În situația patinării ambreiajului, lucrul mecanic de frecare se tran sformă 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 di scurilor de presiune, întrucât discul termic este izolat prin intermediul garn iturilor de
frecare.
Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiun e, aflate în contact direct cu planul de
alunecare, cu relația :
pmcLt=
[˚C] (3.3)
adoptata marime t _ 10→=
56
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 – căldu ra specifică a pieselor; c = 500 J/kg OC pentru fontă și oțel;
L – lucrul mecanic de patinare, dat de relația:
m daNiirG L
Ir
a / 3,3572
022
= (3.4)
unde:
▪
aG =1916,5 – greutatea tot ală 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 c aracteris ticii 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 garni turilor de frecare se referă la: determinarea dimensiunilor pentru garnitură,
calculul presiunii și verificarea la uzură.
57
Figura 3. 6. Garnitura de frecare a ambreiajului
Raza exterioară de la garnitura de fr ecare se obțin e cu relația :
()mmciMRe 2max
110−=
(3.6)
unde:
▪
- coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului și al automobilului.
= 25…30
m daNcm
2 pentru ambreiaj monodisc de autoturisme
Aleg em
= 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 funcționează optim la un număr de turații mult mai mare, se pot a lege
valori superioare pentru c, astf el că la periferie sunt mai intense alunecările dintre suprafețele de
frecare.
()
mm RRR
iee
3093,747,0* 0133,109mm 0133,1097,0121041,1427102
= ==−=
58
𝑅𝑚𝑒𝑑= 𝑅𝑒+𝑅𝑖
2=109 ,0133 +74,3093
2=91,6 613 [mm] (3.7)
Având în vedere standardizarea dimensiunilor p entru 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 standard
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
Tabacu, I., Tra nsmisii mecanice pe ntru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 74
– 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:
59
mm RRmmR RR RR
mmi ei e
m
9575 5.11275 5.112
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 max10=
(3.11)
▪
cF – forța de apăsar e pe discul de presiune;
▪
– coeficientul d e 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 max
===
aam fa
FFdaNRciMF
3.2.3. Calculul p ărții conducătoare
3.2.3.1. Dimensionar ea dis cului 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, respec tiv
interioară ale discului condus, se obține din relația (6.21) , înălțimea necesară a discului de presiune
este:
60
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 adopt ă: 17 mm
3.2.3.2. Calculul elementelor de legătură
La legătura prin bride, calculul cuprinde calculul nitur ilor d e 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)
61
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 dispunere a bridelor; z – numărul bridelor.
Fig.3.8. Soluții de fixare între d iscul de presiune și carcasa ambreiajului:
a- fixarea prin umăr; b – fixarea prin canelură; c – fixarea prin bride
Tabacu, I., Tra nsmisii mecanice pe ntru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 82
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 ,104 1·105
5·𝜋·84·92,6613=12,4020 𝑀𝑝𝑎 < 𝜏𝑓=60…80 𝑀𝑃𝑎 ,𝑝𝑒𝑛𝑡𝑟𝑢 𝑂𝐿𝐶 45 (3.19)
62
3.2.4. Calculul părții conduse
3.2.4.1. Calculul arborelui ambreiajului
Figura 3. 9. Arborele ambreiajului
Frățilă, Gh., Calculul și construcția automobilelor , Ed. Didactică ș i Peda gogică , București,
1977, pagina 135
Solicitările de torsiune care au un momen t echivalent cu momentul de calcul de la ambreiaj
și solicitările de strivire și forfecare de la nivelul canelurilor, unde glisează discul condus afectează
arborele ambreia jului. Condiția de rezistență la torsiune este utilizată pentru a determina diametru l
interior pentru arborele, de unde reiese relația:
cm 9827,20 10002.010 1041,1431,13][ 2.0103
55
max
===
iitai
ddcmMd
(3.20)
Vom alege
ta =1000 daN/cm2.
63
Arborele ambreiajului este co nfecți onat din oțel aliat, folosit la cementare 21MoCr12
conform STAS 791 -80.
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 canel ați 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 caneluri lor z=6
– lățimea canelurilor b=5 mm.
Verifica rea în cazul strivirii canelurilor pentru arborele ambreiajului se realizează cu relația:
2222
max
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 consi derare 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
=+=+=
hhcmddhi e
(3.22)
64
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 po ate afirma că arborele
este rezistent la strivire.
Verificarea în cazul forfecăr ii se poate realiza cu relația :
2222
max
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 reduce rea ri gidității
cauzate de transformare, amortizează șocurile și pre vine apariția fenomenului de rezonanță la
frecvențe înalte ale oscilațiilor prezente în torsiunea din transm isie.
Pentru o funcționare corespunzătoare a elementului elastic suplimentar, este n evoie 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 redu s în t reapta I de viteză la arborele ambreiajului. Se cunoaște că nu mărul
de arcuri prevăzute la elementul elastic suplimentar este
ez cuprins între 8 și 12 arcuri în cazul
diametrului exterior al ambreiajului
mm De250 . Vom aleg e ze=10 arcuri. Montarea arcurilor în
interiorul butucul discu lui se realizează în mod pretensionat prin intermediul comprimării, utilizând
o săgeată de proporție 10 -13% din lungimea liberă a arcului.
Se consideră ca asupra arcurilor element ului e lastic 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
01
(3.24)
unde:
65
Gad – greutatea aderentă a automobilului;
φ – coeficientul de aderență a drumului;
is1 – raportu l de t ransmitere al primei trepte;
i0 – raportul de transmitere al transmisie principale;
ηt=0,97 – randamen tul 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 m omentu lui 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 admisă
de element ul ela stic să se încadreze în intervalul θ= (7 -10)°
mm R fm 3503.8 8sin60 sin0
max ===
(3.26)
Arcurile folosite la componenta elastică suplimentară de la ambreiaj presupun următoa rele
caracteristici:
– diametrul sârmei arcului d = 3 -4 mm. Alegem d=4 mm.
– diametrul spir ei 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 pr opriu -zis pe butucul ambreiajului
Niturile utilizat e 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 forfecări i se r ealizează utilizând relația:
=2 2max
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.
66
▪
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 obțin e:
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 c ă niturile rezistă în situația de forfecare.
În ceea ce privește situația de strivire a niturilor, rezistența acestora se poate verifica din
relația:
=2max 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
==
67
Se cunoașt e că v aloarea 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 nitur ile 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: parte a
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., Tra nsmisii mecan ice 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 manșonul ui 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
68
– d1, d2, d3, S, H, h – dimensiunile arcului diafragmă;
– 1, 2, 3, 4, poziția reaze melo r;
– z – numărul de brațe;
– – unghiul sectorului care revine unui braț ( = 360 o/z);
– F – forța de ambreiere;
– Q – forța de debr eiere;
– F1, Q1 – forțele de ambreiere și debreiere ce revin unui sector al modelului (F1=F/z; Q1=Q/z)
E – modu lul 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 tim pul deform ării, generatoarele arcului disc rămân practic
rectilinii, iar lamelele de debreiere se încovoie 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 sarci nă u niform 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 f oloseste modulul din figura 3.11, unde:
69
Fig. 3.11. Schema pentru calculul deformațiilor
Tabacu, I., Tra nsmisii mecanice pe ntru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 78
q = q 1 + q 2, (3.31)
cu:
2 13 2
1ddd df q−−=
și
IEz)d d(Qq−=243
3 2
2 (3..32);
Unde:
𝐼=𝑏∙𝑆3
12 – momentul de inertie al sectiunii 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)
70
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. Carac teristica de elasticitate a arcului diafragma
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)
71
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 simplă și i eftină;
– întreținere ușoară;
– reglare ușoară a jocurilor apărute în urma funcționării;
– randament ridicat;
Schema de acționare este a ambreiajului este prezentată în figura 3. 13.:
Figura 3. 13. Schema de acționare mecanică a amb reiajului.
Frățilă, Gh., Calculul și construcția automobilelor , Ed. Didactică și Pedagogică , București, 1977,
pagina 140
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;
72
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 =100m m; d = 25 mm;
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 d e transmis ie a mecanismului de acționare sunt
cuprinse între 30 și 45 conform literaturii de specialitate. Considerând valoarea calculată anterior,
aceasta se încadrează între capetele intervalului admis. În aceaș i manieră, limitele pentru
randamentul mec anismului de acționare sunt 0.8 și 0.85, implicit vom alege
8.0=a .
Forța de acționare a pedalei ambreiajului se determină cu relația:
73
daN 028,891,040 133.0,109229,010 1041,1431,1] [10
33
max
= ==
ppa a mp
FFdaNiRiMF (3.40)
Valorile r ecomandate de literatura de sp ecialitate 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 actionar e a pedale i
Cursa de acționare a pedalei se află cu relația:
( )mm ii S St p f l p += ) (1
(3.41)
unde:
▪
lS – cursa liberă a rulmentului de presiune
lS = 2…4 mm
Se adop tă
lS =3 mm
Din relația (4.85) rezultă:
( )
mm 3142,1551428,17)203,3(3
=+=
pp
SS
74
4. CALCULUL CUTIEI DE VITEZE
4.1. Considera ții 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 vi teza de deplasare, starea drumului, gradul de încărcare , condi ții climatice , etc. Astfel
automobilul necesit ă putere mare la viteza mare, dar și putere mare la viteza mic ă, de aici apare
necesitatea unui dispozitiv care s ă permit ă schimbarea turației în timpul mersului, dar și schimbarea
momentului ro ților motoare, asigur ând în acela și timp utilizarea integral ă a puterii moto rului 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 d e mers în gol în staționare.
Functiile cutiei de viteze
Cutia de viteze permite prin rapoarte diferite de transmisie definite ca tr epte de viteze,
punerea de acord a performan țelor motorului cu cerin țele energetice generate de necesitatea
deplasării aut omobilului, asigur ând per forman țe de deplasare, consum de combustibil și
caracteristici de poluare acceptabile. Dac ă ținem cont de nec esarul de trac țiune al automobilul ui și
limitele motorului termic spunem c ă o cutie de viteze are umatoarele fun cții:
-adapteaz ă caracteristica de cuplu a motorului la varia ția rezisten ței la înaintare prin
schimbarea raportului de transmis ie – considerat ă funcție principal ;
-permite decuplarea motorului de transmisie permi țând astfel func ționarea motorului cu
automobilul i mobilizat, prin întreruperea lan țului cinematic, cu aducerea în pozi ție neutr ă a
elementelor de cuplare ;
-inverseaza se nsul de mers a l automobilului, deoarece sensul de rota ție al motorului este
unic;
Cerintele cutiei de vitez e
-realizarea u nui num ăr mare de rapoarte de transmisie adaptate la caracteristica motorului cu
care se lucreaz ă, pentru a realiza performan țe dinamice, de consu m de combustibil și de poluare
optime ;
-construc ție robust ă, simpl ă și ușoară;
75
-manevrabilitate comod ă, exacta;
-siguranță și întreținere u șoara în exploatare ;
-gamă largă de utilizare .
Modificarea rapoartelor de transmit ere a cutiei de viteze se poat e face în mod continuu sau
cu varia ție continu ă, în trepte , sau combinate. Astfel cutiile de viteze sunt el ectrice, hidra ulice sau
mecanice.
Cele mai raspandite cutii de viteze sunt cele de construc ție mecanic ă, transmisia realizandu –
se prin angrenaje c u roți dințate, pe care le denumim cutii de viteze în trepte. Ac ționarea cutiilor de
viteze se poate face automa t, semiaut omat sau manual.
Pentru realizarea treptelor se folosesc lan țuri cinematice de tip paralel în numar ega l 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 for mează meca nismul reductor al cutiei de viteze. Func ționarea într-o
anumit ă treapt ă se realizeaza prin solidariza re la rota ția arborelui de s usținere cu roata liber ă
folosind un mecanism numit mecanism de cuplare a treptelor, coman da cuplarii, men ținerea
acesteia și selectarea treptei realiz ându-se prin mecanismul de ac ționare.
Raportul de transmitere din mecanis mul reductor al cutiei de vite ze în trepte mecanic ă se
realizeaza prin:
-un singur angrenaj cu ro ți dințate av ând axele fixe la cutia cu doi arbor i
-doua a ngrenaje cu ro ți dințate av ând axele fixe la cutia cu trei arbori
-trei angrenaje cu ro ți dințate, două cu axe fixe similar cutiei 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 si multan cu roata condus ă și cea conduc ătoare
dar nu se intervine în raportul de transmitere.
Soluțiile de organizare c inematic ă în func ție de arborii și dispunerea mecanismului reductor
sunt:
-mecanism reductor cu doi arb ori, unul primar și unul secundar;
-mecanism reductor cu trei arbori, cu dispunere longitudinal ă, arbore primar, secundar și
intermediar;
La autoturis mele 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.
76
Arbore le primar care mai este denumit și ca arborele de intrare este ce l care rec epționeaz ă
prin intermediul ambreiajului mi șcarea de la arborele motorului și pe care sunt mon tate roțile
conduc ătoare ale angrenaj elor;
Arborele secundar denumit și ca arbore de ie șire pe care sunt montate ro țile con duse din
angrenaje și prin i ntermediul lui se transmite mi șcarea c ătre puntea motoare în mod direct sau
indirect;
Cutia de viteze cu doi arbori are ca principale carac teristici urmatorele:
-intrarea și iesirea se realizeaz ă de aceea și parte, dar la o anumit ă distan ță dată de axele
angrenajel or, 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 specific ă autoutilitarelor u țoare;
Tabe lul 4.1.
Diagrama cinematică și functional ă 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=
77
Figura 4.1: Schema cinema tică 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 in consola ; roțile 1 2 3 4 și 5 sunt angrenate permanent cu roțile 1' 2' 3' 4' care sunt montate
libere și roata f ixa 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 solidarizarea acestora cu arborii pentru obținerea treptelor de mers înainte.
Modul de f uncționarea cutiei de viteze in pozitia pentru mers înainte cu cuplar e într-o
treaptă oarecare se desfasoara astfel : de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar
"ap", roții dințate conducătoare r care corespunde treptei respective , roții dinț ate conduse r' și
arborelui secundar "as".
Legătura între roata l iberă și arborele pe care acesta se sprijină se face prin dantura de
cuplare a sincronizatorului s la deplasarea manșonului acestuia din poziția neutră.
Cu ajutorul r oților dințate 6, fix ata pe arbore primar și 6', solidară cu manșonul de cuplare al
sincr onizatorului s2 se realizeaza treapta de mers înapoi. Inversarea sensului de rotatie este posibilă
numai în poziția neutră a sincronizatoarelor s1, s 2, și s3 se face prin mutarea roții balado are
intermediare rb, în asa fel incat sa fie angren ata simultan c u celelalte roți dințate 6 și 6'. Aflarea în
78
angrenare a celor trei roți determină inversarea sensului de mișcare la arborele secundar față de
cazul cuplării treptelor de mers înainte.
Functi onarea cutiei de viteze se face conform figurii 4.2 as tfel:
– în treapa I , prin deplasarea axial ă a mecanismului de cuplare "s1" spre st ânga, prin
parcurgerea urmatorului lan ț cinematic: ap -1-1'-s1-as,
– în treapta II , prin deplasarea mecanismului de cupla re "s1" spre dreapta , dup ă aducerea în
prealabil a ac estuia 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 stanga prin lantul
cinematic: ap -3-3'-s2-as ,realizandu -se o solidarizare a rotii dintate 3 cu arborele secundar .
– în treapta IV se aduce mecanismului de cuplare s2 in pozitia de liber si se deplas eaza spre
dreapta prin lantul cinematic: ap -4-4'-s2-as.
– în treapta V, se deplas eaza mecanism ului de cuplare "s3" spre stanga, prin lantul
cinematic: ap -5-5'-s3-as
– treapta de mers înapoi se realizeaz ă prin aducerea în pozi ția de liber a mecanismelor de
cuplare s1, s2, s3 și mutarea axiala a ro ții baladoare notata B spre st ânga, lanțul cinematic este: ap-
6-B-s2-as. Aflarea în angrenare a celor trei roți determin ă 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
79
Figura 4.3. Lanturile cin ematice ale treptelor de viteza, treapta III si IV
Figura 4. 4. Lanțurile cinematice ale treptelor de viteza , treapta V si mers inapoi
80
4.2. Calculul angrenajelor
În cadrul etapei de c alculul al cutiei de viteza este cuprins ă dimensi onarea și verific area
angrenajelor, arborilor, calculul si alegerea rulmenților,dimensionarea dispozitivelor pentru cuplare
treptelor de viteza, calculul de dimensionare si verificare a elementelor componente ale
mecanismului de acțion are.
Etapele de calc ul ce trebuiesc p arcurse pentru dimensionarea angrenajelor sunt formate din
dimensionarea geometric a si cinematică, verificarea de rezistență si durabilit ate.
4.2.1. Dimensionarea geometrico -cinematică
Pentru dinmensionarea angrenajelor este necesar s ă se sta bileasca numărului de dinți din
compunerea r oților care formeaza angrenajele, dimensionarea initiala amodulului 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 aceeasi gama cu automobilul proiectat. În aceste
condiții, pentru calculele de predimension are este recomand at ca in cazul modulul ui danturii roților
dințate sa fie adoptate valori similare, existente și care s -au dovedit a fi corespunzătoare.
Momentul se determină funcție de momentul la arborele secundar M s pentru treapta a I -a:
mN i M Mcv cv M s === 7598,628 97,066,41,1391 1 (4.1)
unde:
– MM=139,1 Nm : momen tul maxim al motorului;
– icv1=4,66 : 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 dimens iuni de gabarit mici iar funcționare a cât mai silențioasă, valorile aflate la
limitele superioare se vor alege pentru autoturismelecare funcționează în condiții dificile de
exploatare adica autoturisme de teren .
81
Se adopta conform STAS 821 -82 modulul n orma l la valoarea :
mn=2,25 mm
Pentru d eterminarea distanței dintre axe precum si 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 functionare motor –
transmi sie, tinandu -se cont de faptul că roțile dințate vor avea un număr întreg de din ți;
– obținerea dimensiunilor minime privind gabaritul prin alegerea ca la roata cu cel mai mic
diametru, sa fie folosit numărului minim de dinți;
Pentru roțile dințate din c omponenta cutiilor de viteze cu doi arbori, numer ul de dinți ale
roților de pe a rborele primar este dat de relația :
()cvkk
ki mAz+=1cos 2 (4.2)
iar pentru ce l de pe arborel e secundar cu relatia :
()cvkcvk k
ki mi Az+=1cos 2! (4.3)
unde cu icvk este notat raportul de transmitere al treptei k de viteze.
Avand in vedere ca se cunoaste modulul normal, unghiul de înclinare al danturii și numărul
de dinți, se trece la determina rea elementele geometrice ale roților dințate și ale angrenajelor.
Calcu lul de tip geometric și cinematic se realizeaza conform prevederilor STAS 12223 -84 care se
refera la „angrenaje paralele cilindrice exterioare, cu danturi înclinate în evolventă ”. Simbolurile și
termenii care vor fi folosiți în continuare sunt defini ti conform STAS 91 5-80 si sunt centralizati in
tabelul 4.2 .
Datelor inițiale necesare sunt prevazute în tabelul 4. 3, iar calculul elementelor geometrice
din compunerea angrenajelor sunt prezentate în tabelul 4. 4. Calculele geometrice și cinematice ale
angreena jelor au fost , efectuate , cu o precizie ridicata . Pentru aceasta si pentru a se evita erori
dimensionale de calcul care pot depasi limita de 0,001mm, se respecta recomandarea privind
exprimarea funcțiilor trig onometrice folosinduse o precizie de cel puțin 6…7 cifre zecimale și de
asemenea realizarea calculelor, se face în general, cu aceeasi precizie .
82
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 număr ul de dinți pentru pinionului și roata corespunzătoare primei
trepte de viteze, se trece la calcul ul distanț ei dintre axe folosind u formula:
()mmzz man92,9817cos2)7015(25,2
cos201 1=+=+= (4.4)
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 Involu ta 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
83
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
nmaay−=
16 Coefici entul 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 mx 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 refer ință da1
h d df a += 21 1
da2
h d df f += 22 2
Tabelul 4.3.
Date ini țiale
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 Modul ul 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 Se folosește ca
dată inițială
84
821+82 numai la
danturi
flancate
8 Coeficientul normal al adâncimii
de flancare a c apului dintelui Se indică prin
temă Se folosește ca
dată inițială
numai la
danturi
flancate
Tabacu, I., Tra nsmisii mecanice pe ntru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 163
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 17 21 23 26 31
2 a 103
3 t 20,8369 21,2991 21,5740 22,0457 23,0070
4 tw 20,8369 21,2991 21,5740 22,0457 23,0070
5 invt 0,016929 0,018126 0,018866 0,020184 0,023071
6 invtw 0,016929 0,018126 0,018866 0,020184 0,023071
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 3.1371 3.2134 3.2591 3.3378 3.4999
12 d 47.06 159.99 59.6 150.58 72.15 128.62 78.43 106.66 94.11 94.11
13 i’ 3.4 2.5626 1.783 1.36 1,000
14 dw 47.06 159.99 59.6 150.58 72.15 128.62 78.43 106.66 94.11 94.11
15 yn 0 0 0 0 0
16 yn 0 0 0 0 0
17 df 39.56 152.49 52.1 143.08 64.65 121.12 70.93 99.16 86.61 86.61
18 h 5,63
19 da1 53.06 165.99 65.6 156.58 78.15 134.62 84.43 112.66 100.11 100.11
Angrenajele cutiilor de viteze trebuiesc verificate prin calculul atât la încovoierea dinț ilor
cât și la presiunea de contact.
85
4.3. Calculul de rezistență și verificare angrenajelor de ro ți din țate
4.3.1. Forțele din angrenaje
Angrenajele cutiilor de v iteze se verifică prin calcul rezistenta la încovoierea dinților cat și
la presiunea de contact, vand in vedere atat condițiile solicitării sub acțiunea sarcinilor de regim cat
și a sarcinilo r dina mice denumite si sarcin i de vârf.
Dintre metodele care s e folosesca la calculul danturii, c ea mai frecvent utilizata este metoda
lui Lewis.
In cadrul acestei metod e se consideră că întregul moment se transmite prin intermediul unui
dinte, care est e considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acțio nează forța nor mală 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
solicit are pr incipală presiun a specific a de contact.
In funcție de mo mentul de torsi une M c al arborelui, determinarea fortei tangenția le se face cu
relația:
dc
tRMF= (4.5)
in care :
– Mc : momentul la arborele roții conducătoare a angrena jului.
86
Fig. 4. 3.Forțele din roțile dințate cilindricede tip cu dantură înclinată
Pentru calculul fortei nominal e se foloseste formula:
cos cos=t
nFF (4.6)
Pentru calculul c omponent ei radial e se foloseste formula:
costgFFt r= (4.7)
87
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 rezultat e pentru forțele din angrenaje.
Tabelul 4.5.
Valorile calcula te pentru fortele de angrenare
Nr. crt. Parametru Tr. I Tr. II Tr. III Tr. IV Tr. V
1 Mm 139,11 139,11 139,11 139,11 139,11
2 Ft 5994 4732 3909 3596 2997
3 Fn 6671 5266 4350 4002 3497
4 Fr 2281 1845 1545 1456 1273
5 Fa 1832 1816 1659 1754 1801
4.4. Calculul arborilor și calculul secțiunilor
Arborii cutiei de viteze sustin rotile dintate si elementele de cuplare, cat si organele de
sustinere de tip lagare. Fortele care actioneaza int re ace stea d uc la solicitari de torsiune asupra
arborilor .
În cadrul m etodologi ei de calcul al arborilor ce compun cutia de viteze se determina sche ma
de încărcare a arborilor, se calculeaza reacțiunil e, se calculeaza momentel e de încovoiere si de
torsiu ne, se deter mina mărim ea secțiunilor și se verificala rigiditate .
88
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 susțin ute de arbori și de fortele din lagă rele 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 din angrenare sunt calculate cu rela țiile (4.5) , (4.6), (4.7) și (4.8). Având in ved ere
faptul că asupra arborilor acționează forțe aflate in planuri diferite, aceste forțe vor fi descompu se în
componente plane aflate în planul format de arborii mecanismului reductor și în componente care
sunt perpendi culare pe acest plan. Avand in vedere faptul că la schimbarea treptelor de viteză se
modifică forțele, dar și poziția roților active fata de reazeme, se modific ă și reacțiunile din lagăre,
din acest motiv este necesara si determinarea lo r prin schimba rea p entru fiecăre tre apta de vitez a.
Fig.4. 4.Schița de încărcare a arborilor din cut ia de viteze
Corespunzator modeluliui mecanic din figura 4.4. si daca se considera ca arborii sunt în
echilibru static, pentru realizarea calculul reacțiuni lor di n lag ărele cutiei de viteze se utizeaza
relațiile de calcul centralizate in tabelul 4.6.
89
4.4.2. Dimensionarea arborilor la rezistență
Momentului de încovoiere M i și de torsiune M t se determina pentru fiecare treapta de
vitezape baza forțel or care solic ită ar borii și a punctelor lor de aplicaț ie.
Momentul î ncovoietor echivalent, se calculeaza conform cu teoria a III -a de rupere in
ipoteza efortului tangențial maxim folosind relatia :
2 2
t i ech M M M += (4.9)
Pentru determinarea d iametr ului arborelui referitor la secțiun ea calculată se foloseste relația:
332
echechMd= (4.10)
in care :
– a ech : este efortul unitar echivalent admisibil.
Tabelul 4.6.
Relații de calcul
Arbore Schema de încărcare a
arborelu i 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−=
90
La calculul arborilor momentele M i și M tse determina pentru fiecare treaptă de viteză,
avându -se în vedere cea mai dezavantaj oasă situatie .
În vederea l asigurării unei r igidități 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 rezultate le cal culate pen tru valorile
moment 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 5995 2281 1833 2230 52 5439 555
II 110 160 4732 1845 1817 1293 551 2804 1928
III 150 120 3909 1546 1659 909 637 1738 2171
IV 240 30 3596 1456 1754 417 1039 399 3197
V 260 10 2997 1273 1801 361 911 111 2886
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+−+=
91
Tabelul 4. 8.
Momentele încovoietoa re pen tru arborel e primar
Treapta Mivmax
[Nm] Mhmax
[Nm] Mti
[Nm] Mech
[Nm] d
[mm] Mi
[Nm]
I 12,62 135 141 196 12,59 136
II 88,18 308 141 350 27,77 321
III 76,44 260 141 306 26,54 271
IV 31,19 96 141 173 21,96 101
V 9,11 28 141 144 20,65 30
Tabelu l 4.9.
Forțele d in angrenaje pentru arborele s ecundar
Treapta l1i
[mm] l2i
[mm] Fti’
[N] Fri’
[N] Fai’
[N] Zc
[N] Zd
[N] Yc
[N] Yd
[N]
I 25 245 5995 2281 1833 10722 -55 –
17294 4107
II 110 160 1195
5 1845 1817 7679 736 -9806 7510
III 150 120 6969 1546 1659 5399 912 -8821 5734
IV 240 30 4891 1456 1754 3844 1412 -8549 5768
V 260 10 2997 1273 1801 2886 1409 -6575 3931
Tabelul 4.10.
Momentele încovoietoare pentru arborele secundar
Treapta Mivmax
[Nm] Mhmax
[Nm] Mti
[Nm] Mech
[Nm] d
[mm] Mi
[Nm]
I 268 1006 479 1146 29,08 1041
II 845 1201 356 1511 31,88 1468
III 810 688 251 1092 28,61 1063
IV 923 173 192 958 27,39 939
V 750 39 141 766 25,40 751
92
Pentru arborele secundar se adopt a in conformitate cu prevederile „STAS 1769 -68 caneluri
cu profil dre ptungh iular serie mijlocie ” avand următoarele car acteristici geometrice:
număr de caneluri: z=8;
diametrul interior: d=36 mm;
diametrul exterior: D=42 mm.
La constructia arborilor se respect a diametrul minim calculat.
4.4.3. Verificarea rigidității
Verifica rea rigiditatii s au calculul deform atiilor se face dupa calculul de dimensionare a
arborilor in functie de solicitarile de torsiune si incovoiere.
In functionarea cutiei de viteze arborii sunt supusi unor s olicitări de încovoiere și de răsucire
care pot determina apariți a de deformații el astice, care la randul lor pot genera suprasolicitări ale
dinților roților aflate in angrenare, modific and astfel legile angrenării și reduc erea gradul ui de
acoperire.
Daca se produc d eformații semnificative ale arborilo r, atunci polul a ngrenării execută o
mișcare de tip oscilatori u în jurul unei poziții teoretice, aceasta determin a, pentru arborele condus, o
mișcare de rotație neuniformă și produce o funcționare zgomotoasă a cutiei de viteze.
Pentru calcul area săgeți lor arborilor se prezuma ca arborele are secțiune constantă si 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 arb orelui acționează in
acelasi 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 valoar 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)
in care :
–
mm fa 15,0…13,0max= : reprezinta săgeata maximă admisibilă pentru treptele superioare;
–
mm fa 25,0…15,0max= : reprezinta săgeata maximă admisibilă pentru treptele i nferioare.
93
În tabel ele 4.12. și 4.13. sunt prezentate valorile săgeților rezultate din calcul pentru cei doi arbor i,
respectiv principal si arborele secundar.
S-au folosi t notațiile:
– fy : săgeata pe direcția axei O y;
– fz : săgea ta pe direcția axei Oz;
– f : săgeata rezultantă;
– fytr, fztr, ftr : săgețile arborelui secundar datorate transmisiei principale.
Tabelul 4.11 .
Relații pentru calculul deformațiilor arborilor solicitați la încovoiere
Schema gr inzii și
sarcinii Formu la fibrei me dii 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
94
−−−= 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 2872 0.3318 0.4834 0.5863
II 6943 1.0085 1.3034 1.6480
III 5717 1.1213 1.3677 1.7686
IV 2289 0.4488 0.5027 0.6739
V 1436 0.0893 0.0870 0.1247
Tabelul 4.13.
Săgețile pentru arborele secundar
Treapta I
[mm4] Fy
[mm] fz
[mm] f
[mm]
I 35090 0.0272 0.0396 0.0480
II 50725 0.1380 0.4507 0.4713
III 32891 0.1949 0.4238 0.4664
IV 27622 0.0372 0.0567 0.0678
V 20446 0.0063 0.0061 0.0088
95
Bibliografie
1. Tabacu, I., Tra nsmisii mecanice pe ntru 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., Secar ă, M. – Optimizarea grupului motor -transmisie, Editura Univ.
din Pite ști, 1998
4. Ivănescu, M ș.a., Proiectarea transmisiei mecanice, Editura Universit ății din Pite ști, 2008.
5. Macarie.T., – Automobile. Dinamic ă, Editura Universit ății din Pite ști, 2003
6. Untaru, M., ș.a., Calculul și Construc ția Autovehiculelor, Editura Didactic ă și Pedagogic ă,
Bucure ști, 1986
7. Frățilă, Gh., Calculul și construcția automobilelor , Ed. Didactică ș i Peda gogică , București,
1977
8.
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: Îndrumator : conf. univ. dr. Marinescu D ănuț [614937] (ID: 614937)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.