Partea A. STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI [308851]
Cuprins
Partea A. STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI
CAP.1. Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare………………………….8
1.1. Soluții similare
Parametrii constructivi:
Soluția de organizare generală
Dimensiunile geometrice exterioare și ale amenajării interioare
Masa autovehiculului și capacitatea de încărcare
Parametrii energetici și de adaptare:
Tipul motorului
Parametrii motorului
Tipul și caracteristicile transmisiei
Performanțele autovehiculului:
Viteza maximă
Capacitatea de demarare
Capacitatea de frânare
1.2. Tendințe de dezvoltare
CAP.2. Alegerea parametrilor principali ai autovehiculului ……………………………….22
2.1. Soluția de organizare generală și amenajare interioară
2.1.1. Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune
2.1.2. Dimensiunile principale
2.1.3. Amenajarea interioară: studiul ergonomic al postului de conducere
2.2. [anonimizat]
2.3. Alegerea pneurilor și determinarea razelor roților
CAP.3. Definirea condițiilor de autopropulsare………………………………………………….31
3.1. Rezistențele la înaintarea autovehiculului
3.1.1. Rezistența la rulare
3.1.2. Rezistența aerului
3.1.3. Rezistența la urcarea pantei
3.1.4. Rezistența la demarare
3.2. Ecuația generală de mișcare rectilinie a autovehiculului
3.2.1. Forme particulare
deplasarea cu viteză maximă
pornirea din loc și/sau urcarea pantei maxime
CAP.4. Calculul de tracțiune……………………………………………………………………………..36
4.1. Alegerea mărimii randamentului transmisiei
4.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
4.2.1. Alegerea tipului motorului
4.2.2. Determinarea analitică a caracteristicii exterioare
4.3. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei
4.3.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere
4.3.2. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere
4.3.3. Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze
4.3.4. Determinarea numărului de trepte și calculul rapoartelor de transmitere din cutia de viteze.
Partea B. Performanțele automobilului……………………………….45
5.1. Performanțele dinamice de trecere
5.1.1. Bilanțul de tracțiune și caracteristica de tracțiune
5.1.2. Bilanțul de putere și caracteristica puterilor
5.1.3. Factorul dinamic și caracteristica dinamică
5.2. Performanțele de demarare
5.2.1. Accelerația automobilului și caracteristica accelerațiilor;
5.2.3. Timpul și spațiul de demarare
5.3. Performanțele de frânare
5.3.1. Capacitatea de decelerare a automobilului;
5.3.2. Caracteristica timpului și spațiului de frânare
Partea C. Calculul și construcția automobilului………65
CAP.6. Transmisia longitudinală………………………………………………………………………65
CAP. 7. Puntea motoare ……………………………………………………………………………….102
7.1. Studiul soluțiilor similare
4.1.1. Soluții similare
4.1.2. Soluția adoptat
7.2. Transmisia principală
4.2.1. Schema de organizare
3.2.1. Elemente de calcul
a. Determinarea momentului de calcul
b. Calculul angrenajului transmisiei principale;
Diferențialul
4.3.1.Schema de organizare
4.3.2. Elemente de calcul
a. Determinarea mărimilor de calcul
b. Calculul angrenajelor de roți dințate
Transmisia la roțile motoare
4.4.1.Tipul butucului roților și schema de organizare
4.4.2. Elemente de calcul
a. Determinarea mărimilor de calcul
b. Calculul de rezistență
7.5. Mecanismul de ghidare al punții
4.5.1. Tipul mecanismului de ghidare și schema de organizare
4.5.2. Elemente de calcul
a. Determinarea forțelor care acționează asupra punții
b. Calculul elementelor care compun mecanismul de ghidare
CAP. 8. Calculul și construcția suspensiei automobilului
8.1. Rol functional. Clasificare. Constructie
8.2.Calculul sistemului de frînare
Determinarea momentului de frînare repartizat punților
8.2.2. Predimensionarea frînelor
8.2.3.Verificarea frînelor
8.2.4. Calculul termic al frânelor
CAP. 9. Tehnologia de fabricare a arborelui planetar rigid
8.1. Stabilirea procesului tehnologic de fabricare
8.2. Itinerariu tehnologic
8.3. Calculul adaosului de prelucrare și a dimensiunilor intermediare
8.4. Calculul dimensiunilor intermediare
8.5. Calculul regimului de prelucrare
8.6. Calculul normei de timp la operațiile calculate anterior
BIBLIOGRAFIE…………………………………………………………………………………………………
CAP.1. Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
1.1. Soluții similare
În vederea proiectării unui nou tip de autovehicul trebuie să se țină seama de datele impuse prin temă. Aceste date precizează anumite particularități legate de destinația și performanțele autovehiculului, fiind necesară, într-o primă etapă, găsirea unor soluții constructive deja existente, ale căror caracteristici sunt asemănătoare cu cele ale autovehiculului impus prin tema de proiectare.
Literatura de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de autoturisme, informații legate de organizarea generală, de modul de dispunere a motorului și punților motoare, de organizarea transmisiei etc. De asemenea, sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă și proprie, tipurile sistemelor de direcție și frânare, tipul suspensiei etc.
Modele similare au fost extrase din Auto Catalogul editat de “auto motor și sport” și de pe site-urile revistelor AutoMondial, AutoSpecial, Motor și Sport, Motor Extrem.
În tabelul 1.1 se prezintă, pentru segmentul autoturismelor cu performanțe apropiate autoturismului din tema de proiectare principalii parametrii constructivi și ai performanțelor pentru un număr de 6 modele.
Analizând cu atenție toate aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare caracteristice categoriei de autoturisme cercetate se pot stabili, pentru început, prin comparare, unele date inițiale, absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar fi : organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile geometrice, greutatea autoturismului și repartizarea să pe punți, alegerea pneurilor și determinarea razei de rulare etc.
Prin tema de proiectare, s-au impus viteza maximă (vmax = 155 Km/h) a autocamionetei si masa utila transportată (mu = 1200Kg), impunerea acestor doua condiții permițând o lejeritate moderată în ceea ce privește stabilirea celorlalte caracteristici ale acestuia.
Tabelul 1.1. Parametri constructivi
Tabelul 1.2. Parametri energetici si de adaptare
1.2. Tendințe de dezvoltare
Pentru alegerea sau determinarea parametrilor inițiali care intervin in calcul este necesar, pe lângă studiul soluților constructive asemãnătoare, deja existente în lume, să se facă și o cercetare a tendințelor de dezvoltare specifice categoriei de autovehicule studiate.
Direcțiile de dezvoltare au în vedere să sublinieze orientarea generală în ceea ce privește modul de organizare a familiei de autovehicule studiate, modul de dispunere a motorului, organizarea și tipul transmisiei, construcția sistemelor și a instalațiilor auxiliare, amenajarea interioară, etc.
Autoturismele, definite ca fiind autovehicule destinate transportului de persoane, având o capacitate de cel mult opt locuri, au stat și stau în permanență în atenția marelui public, datorită implicării lor tot mai intense în viața cotidiană.
Construcția autoturismelor, a elementelor componente, se perfecționează permanent, urmărindu-se îmbunătățirea performanțelor de dinamicitate sau frânare, a performanțelor de economicitate, de stabilitate și de confort, de securitate activă și pasivă, etc. Domeniile de acțiune s-au extins asupra tuturor părților componente ale autoturismului și se aplică cele mai noi și eficiente soluții de îmbunatățire sau schimbare a acestora.
Astfel, motoarele autoturismelor au beneficiat de o atenție deosebită, eforturile de sporire a performanțelor fiind îndreptate pe multe direcții: creșterea performanțelor funcționale și constructive prin gestionarea electronică a regimurilor de funcționare, reducerea consumului de combustibil, mărirea puterii litrice, reducerea costurilor de fabricație, reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare, realizarea de motoare cât mai fiabile, cât mai ușoare și cât mai compacte. Se remarcă tendințele de aplicare tot mai frecventă a injecției de benzină cu comandă electronică, mono sau multipunct, în detrimentul motoarelor cu carburator, ca și dezvoltarea motoarelor cu aprindere prin comprimare, datorită consumului specific de combustibil mai redus, în comparație cu motoarele cu aprindere prin scânteie.
Folosirea motorului Diesel pe autoturisme a devenit realistă când turațiile maxime ale acestuia au depășit 4200 — 4400 rot/min, realizându-se exemplare ce dezvoltă 5000 rot/min. Perfecționarea acestor motoare privind reducerea zgomotului, a poluării, a pornirii ușoare pe timp friguros, a făcut progrese remarcabile și le-a asigurat creșterea ponderii proprii în detrimentul motoarelor cu aprindere prin scânteie.
O alta preocupare constantă este aceea a creării unor familii de motoare, pornindu-se de la un monocilindru sau de la un motor de bază, de la care, în funcție de necesități, se realizează o serie de motoare cu capacități diferite, având unele părți componente identice, procedeul favorizând folosirea tipizării în tehnologia de fabricație și exploatare a autoturismelor.
Folosirea supraalimentării prin diferite procedee este tot mai des întâlnită la motoarele de autoturisme, aceasta asigurând creșterea puterii și momentului motor maxim, cu scăderea turațiilor corespunzătoare și a consumului de combustibil, injecția de benzină este mult cercetată, perfectionată și aplicată la producția de serie deoarece, completată cu comandă și control electronic, este în măsură să asigure performanțe superioare în ceea ce privește reducerea consumului de combustibil, reducerea emisiilor poluante și ridicarea gradului de securitate a conducerii autoturismului.
Aprinderea cu comandă electronică este o variantă des întălnită cu influență benefică asupra consumului de combustibil, prin declanșarea avansului la aprindere după legea optima.
Sistemele de injecție electronica Diesel ca și sistemele de injecție cu benzină evoluează permanent, fiind tot mai răspândite, datorită controlului electronic al principalilor parametrii (presiune, debit, cantitatea de combustibil injectat, etc.) care conduce la creșterea performanțelor funcționale și economice ale motoarelor respective.
Reducerea dimensiunilor de gabarit și a consumului de metal constituie și în continuare o sursă de cercetare permanentă, ea fiind realizată prin forțarea motoarelor, când se dezvoltă puteri tot mai ridicate pe unitatea de cilindree si realizarea cilindreei unitare cu o masă cat mai mica.
Numeroase sunt și preocupările legate de ameliorarea formei camerei de ardere, a tubulaturii de admisie și evacuare, a geometriei de dispunere și acționare a supapelor, a numărului, mărimii și locului de amplasare, a funcționării cu dispozitive de alimentare stratificată cu combustibil, a înlocuiri materialelor metalice cu materiale ceramice, a realizării motoarelor adiabatice sau cu raport de comprimare variabil, etc.
Ultimele realizări în domeniul alimentării, aprinderii și arderii, care permit reglaje îmbunătățite de avans și dozaj, au condus la creșterea performanțelor motoarelor, la reducerea consumului de combustibil și a agenților poluanți. Se fac în prezent eforturi considerabile pentru limitarea emisiei de gaze nocive prin folosirea unor dispozitive de purificare a gazelor de evacuare sau a unor catalizatori — purificatori ai acestor gaze.
Transmisia autoturismelor a constituit și constituie obiectul unor continue cercetări urmărindu-se prin soluțiile constructive propuse, o cât mai bună corelare între momentul motor activ și cel rezistent, reducerea consumului de combustibil, sporirea siguranței și confortului de conducere. Se constată că pe lângă transmisiile mecanice clasice se folosesc și alte categorii de transmisii, cum sunt cele automate. cele cu variație continua a raportului de transmitere, sau, mai nou, cele electrice.
La transmisiile mecanice ale autoturismelor sunt tot mai răspândite cutiile de viteze cu cinci sau șase trepte de mers înainte, ultima treaptă având, de obicei raportul de transmitere subunitar, fiind ,,treapta economică”. Aceasta, atunci când este cuplată, conduce la reducerea consumului de combustibil, prin micșorarea turației motorului și aducerea acestuia în zona turației economice. Apariția cutiilor de viteze cu șase trepte de mers înainte asigură autoturismelor performanțe de dinamicitate și economicitate tot mai ridicate. Cutiile de viteze secvențiale constituie apariții recente, care asigură optimizări ale procesului de cuplare a treptelor de viteze, ale construcției și funcționării acestora. Ele conduc la creșterea confortului de conducere și la îmbunătățirea siguranței în deplasare.
Transmisia automată face progrese mai lente, datorită costului ridicat al fabricației și al consumului de combustibil sporit, în comparație cu cel al transmisiei clasice. Totuși se remarcă introducerea microprocesoarelor de bord, care gestionează funcționarea transmisiei automate, alături de funcționarea motorului, a frânelor, a suspensiei, a direcției, etc. Performanțele atinse de ultimele transmisii automate cu comanda electronică, având 5 sau 6 trepte de mers înainte, tind să micșoreze și chiar să elimine dezavantajele pe care le au aceste transmisii în comparație cu transmisiile mecanice, clasice, neautomate, în ceea ce privește dinamicitatea și consumul de combustibil se remarcă apariția unor regimuri de deplasare “economice” sau “sportive”, care asigură autoturismelor performanțe de economicitate, respectiv de dinamicitate, similare cu cele asigurate de transmisiile clasice.
Transmisia cu variație continuă a raportului de transmitere – CVT -(Continuously Variable Transmission) se întâlnește tot mai frecvent la autoturismele de clasa mica și mijlocie, datorită asigurării unor rapoarte de transmitere care se modifică și se adaptează continuu, automat, la modificarea rezistențelor la înaintare ale automobilului.
0 altă preocupare tot mai răspândită, în special la autoturismele sport, la unele autoturisme de oraș și chiar la unele miniturisme, este aceea a tracțiunii integrale, cu folosirea unor diferențiale interaxiale blocabile sau, mai frecvent, autoblocabile, tendință existentă deja în cazul autoturismelor tot-teren, având ca efect creșterea confortului de conducere și a siguranței în exploatare, îmbunătățirea capacității de trecere și a stabilității. Repartizarea optimă a momentului motor între punțile motoare față și spate trebuie să se facă în funcție de aderență existentă la roțile fiecărei punți motoare.
Amplasarea grupului motopropulsor, longitudinal sau transversal, față sau spate, se face având în vedere avantajele și dezavantajele pe care fiecare dintre aceste variante de organizare le are asupra confortului și spațiului destinat pasagerilor, asupra complexității construcției transmisiei, a modului de organizare a celorlalte sisteme ale automobilului.
Pentru îmbunătățirea dinamicii în regim de tracțiune, autoturismele au fost dotate cu sisteme de control al tracțiunii (ASR), care îndeplinesc în general următoarele funcțiuni: corijarea acțiunilor de comandă ale conducătorului auto în raport cu regimul de deplasare al automobilului și aderența roților cu calea de rulare, asigurarea stabilității și maniabilității, îmbunătățirea tracțiunii la demaraje și în condiții dificile de drum, informarea conducătorului auto asupra apariției situațiilor deosebite ce duc la patinarea uneia sau mai multor roți.
Suspensia autoturismelor a făcut obiectul unor studii aprofundate privind condiționarea reciprocă dintre pneu, suspensie și calea de rulare. Acestea au permis să se obțină, prin simularea pe calculator a fenomenelor complexe care au loc în timpul deplasării autoturismului, a suspensiei corespunzătoare pentru fiecare model cercetat.
Echiparea autoturismelor cu suspensii independente pe toate roțile, prin folosirea amortizoarelor hidraulice și hidropneumatice și a corectoarelor de ruliu a contribuit la mărirea confortului, a siguranței în deplasare și a stabilității.
Suspensia mecanică clasică este supusă unor modificări permanente, urmărindu-se perfecționarea cinematicii sale, a legăturii între suspensie și structura de rezistență a automobilului, a atenuării șocurilor și vibrațiilor primite de la roți, a cinematicii roților directoare, a confortului pasagerilor.
Suspensia hidropneumatică, caracteristică autoturismelor fabricate de conceptul Citroën, asigură un confort optim pasagerilor, în sensul păstrării unei poziții constante a caroseriei, prin corelarea mișcărilor tuturor roților automobilului, indiferent de calitatea căii de rulare.
Sistemul de fânare cunoaște, de asemenea, preocupări intense de îmbunătățire, generalizare având sistemul de frânare cu dublu circuit.
Autoturismele sunt echipate fie numai cu frâne disc, fie cu frâne mixte, adică cu frâne cu tambur la roțile din spate și cu frâne disc la roțile din față, frâne autoreglabile, care compensează automat uzura garniturilor de fricțiune și limitatoarelor de frânare, care distribuie forțele de frânare la punțile automobilului în funcție de încărcarea dinamică a acestora.
Sistemele de frânare cu control electronic, așa numitele ABS (Anty Blocking System), care împiedică blocarea roților în cazul frânărilor intensive și care permite păstrarea controlului automobilului în orice situație, cunosc o largă utilizare, la aproape toate categoriile de automobile. De asemenea se generalizează indicatoarele de uzură a garniturilor de frână, frânele autoreglabile servomecanismele de acționare a frânelor, comandate de instalații specifice.
Sistemul de direcție se realizează în soluții constructive legate de tipul suspensiei folosite, în scopul asigurării unei cinematici corecte roților de direcție. Ca tendințe actuale se remarcă creșterea comodității de conducere și siguranței în deplasare prin extinderea folosirii servodirecțiilor și la clase mai mici de autoturisme, reducerea efectului reacțiilor inverse, de la roată spre volan. asigurarea creșterii siguranței conducătorului sau pasagerilor în deplasare prin folosirea air-bag-urilor (frontale sau laterale) și prin folosirea unor volane și axe volan rabatabile sau telescopice.
Caroseria este aproape în totalitate autoportantă. Cercetările și încercările efectuate au condus la realizarea unor caroserii având coeficienți aerodinamici tot mai coborâți. Datorită folosirii oțelurilor de înalta rezistență, cu o limită de elasticitate ridicată, rigiditatea caroseriei, factor important în ameliorarea ținutei de drum, a fost mult îmbunătățită. S-au luat măsuri de reducere a greutății proprii prin înlocuirea pieselor din metal cu piese din materiale plastice sau din materiale compozite. Se îmbunătățește permanent securitatea activă și pasivă pe care automobilul o poate asigura pietonilor, respectiv pasagerilor. Insonorizarea caroseriilor a permis reducerea zgomotului.
Se folosesc caroserii monovolum, cu două sau trei volume, in funcție de modelul autoturismului.
Pentru pneurile de autoturisme, în vederea micșorării energiei absorbite în timpul rulajului, a amortizării șocurilor, ale creșterii siguranței și duratei în exploatare, se folosesc noi rețete la fabricarea anvelopelor și camerelor de aer, se utilizează diferite profiluri pentru banda de rulare. Se încearcă folosirea unor pneuri fără aer în interior (pneuri Denevo, folosite de firma Dunlop) sau a unor pneuri fără camera de aer, care au în interior o soluție specială (polygel) care vulcanizează instantaneu o perforare a pneului (pneuri PunctureGuard), fără să afecteze performanțele pneului și, implicit siguranța în deplasare și confortul în conducere.
Aparatura de bord folosește tot mai mult circuite integrate cu afișaj numeric, folosind tehnica fluorescenței în vid sau cu cristale lichide, care prezintă un grad ridicat de fiabi1itate. Aparatura electronică asistată de calculator este de un real folos. Ea supraveghează și informează permanent conducătorul despre diferiți parametri necesari conducerii în siguranță, informează asupra funcționării organelor în mișcare, urmărește atingerea unor limite maxime de uzură, indică consumul instantaneu și rezerva de combustibil, etc.
La toate autoturismele moderne este asigurat controlul electronic al motorului, al sistemului de frânare cu antiblocare, al comenzilor cutiei de viteze, al suspensiei al radarului anticoliziune și al altor sisteme. În preocupările specialiștilor, un loc central îl ocupă și dispozitivele de dirijare ale autovehiculelor, aparatura de navigație, aparatura de urmărire, afișare a datelor (pe parbriz sau holografic).
În prezent toate marile firme constructoare de autoturisme dezvoltă programe de cercetare privind creșterea securității în deplasare, protecția mediului înconjurător, reducerea consumului de combustibil, dezvoltarea tehnologiilor de fabricare a autoturismelor și creșterea calității acestora, micșorarea costurilor de producție și respectarea termenelor stabilite pentru toate etapele de concepție, fabricare și vânzare produs.
Concluzie
Pentru alegerea sau determinarea parametrilor inițiali, care intervin în calcul, se va ține seama atât de studiul soluțiilor constructive asemănătoare, deja existente în lume, cât și de tendințele de dezvoltare actuale, astfel încât autoturismul ce urmează să fie proiectat să se încadreze, din punct de vedere al performanțelor, atât pe ansamblu cât și pe elemente, în normele de calitate și competitivitate care caracterizează producția mondială de autoturisme.
Great Wall Wingle 2018
Chevrolet Silverado Pickup
Nissan Navara
Ford Ranger
Toyota Hillux
Mitsubishi Raider
Dodge Dakota
Opel Campo
CAP.2. Alegerea parametrilor principali ai autovehiculului
2.1. Soluția de organizare generală și amenajare interioară
2.1. 1. Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune
În organizarea de ansamblu a autovehiculelor s-au obținut diverse soluții în functie de:
-modul de dispunere a motorului
-poziția punții motoare
-tipul caroseriei
-modul de dispunere a încărcăturii
Dispunerea și componența ansamblurilor ce constitue echipamentul de tracțiune reprezintă o problemă de concepție constuctivă. Schema adoptată stabilește de la început caracterul autovehiculului în mișcare și în același timp limitează posibilitățile de dezvoltare și de amplasare a calorlalte echipamente ale autovehiculului justificând astfel realizarea prezentului studiu pentru adoptarea celei mai avantajoase soluții de punte motoare din punctul de vedere al tipului constructiv și al modului de amplasare a acesteia
Dispunerea echipamentului de tracțiune se poate realiza în trei variante constructive:
a) – soluția „clasică” – motorul în față și puntea motoare în spate. Aceasta soluție se aplică, în general, la autoturismele de dimensiuni și capacități cilindrice mari;
b) – soluția „totul în față”- motorul și puntea motoare în față. Se întâlnește la autoturismele de construcție modernă în procent de 80%;
c) – soluția „totul în spate” – motorul și puntea motoare în spate.
d) – solutia 4×4
Se adoptă, ca soluție de organizare a transmisiei și a sistemelor, soluția „4 x4” , ca urmare a studiului soluțiilor similare și a datelor impuse prin tema de proiectare.
2.1.2. Dimensiunile principale
Funcție de tipul și destinația autovehiculului definite prin tema de proiectare, ținând seama de autovehiculele similare considerate în studiul soluțiilor similare și având în vedere tendința de dezvoltare se adoptă un autoturism cu următoarele caracteristici:
lungimea automobilului – 4534mm, care reprezintă distanța dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului și tangente la acesta în punctele extreme din față și din spate, toate elementele din față și din spate sunt incluse în aceste două plane
lățimea vehiculului – 1835mm, reprezintă distanța dintre două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului, tangente la acesta de o parte și de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid cu excepția oglinzilor retrivizoare, sunt cuprinse în aceste plane
înălțimea vehiculului – 1509mm, reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă, fără încărcătută utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise;
ampatamentul – 2962mm, reprezintă distanța între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului:
ecartamentul față/spate -1610/11610mm, reprezintă distanța dintre centrele petelor de contact al pneurilor cu solul:
consolă față/spate -647/884:
2.1.3. Amenajare interioară
Autoturismul are în compunere două uși care se deschid la un unghi de 700, în plan vertical, față de axa transversală a autoturismului.
Caroseria s-a conceput în ideea de a oferi un interior spațios și confortabil pentru cinci persoane, autoturismul făcând parte din familia berlinelor.
Dimensiunile principale ale postului de conducere și limitele de amplasare a organelor de comanda manuală le-am ales după reglementările STAS 12613–88. Punctul R, figura 2.3.1, definește punctul de referință al locului de așezare și reprezintă centrul articulației corpului și coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS 10666/3–76.
Ughiul de înclinare spre înapoi
Adopt = 13[]
Distanța verticală de la punctul R la punctul călcâiului, Hz.
Adopt Hz = 300 [mm]
Cursa orizontală a punctului R
Hx = 140[mm]
Diametrul volanului
Adopt D = 400 [mm]
Unghiul de înclinare al volanului (variabil)
Adopt = 15-50[]
Distanța orizontală între centrul și punctul călcâiului
Adopt Wx = 406[mm]
Distanța verticală între centrul volanului și punctul călcâiului
Adopt Wz = 684[mm].
Fig.2.3.1. Dimensiunile postului de conducere
În continuare sunt prezentate câteva imagini cu amenajarea interioară a unora dintre soluțiile prerzentate:
Fig.2.3.2. Amenajare interioară pentru autocamioneta Toyota Hilux
Fig.2.3.3. Amenajare interioară Nissan NP 300
Fig.2.3.4. Amenajare interioară Ford Ranger
Fig.2.3.5. Amenajare interioară Mazda BT 50
Ținând seama de soluțiile prezentate anterior, aleg ca mod de amenajare interrioară soluția Toyota Hilux
2.2. Masa autovehiculului, repartizarea acesteia pe punți și determinarea coordonatelor centrului de masă
Masa autovehiculului (ma ), face parte din parametrii generali ai acestuia și reprezintă suma dintre masa utila (mu) și masa proprie (mo ).
ma= mu+m0
Masa utilă, reprezintă o caracteristică constructivă esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitățile de utilizare a acestuia.
Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autoturismului prevăzută prin tema de proiectare. Prin tema de proiectare s-a impus masa utila 1200 kg.
mu =1200 Kg
Masa proprie, este o mărime ce caracterizează construcția automobilului și este determinată de suma maselor tuturor sistemelor și subsistemelor componente, când automobilul se află în stare de utilizare.
În cazul autoturismelor, metoda recomandată pentru alegerea greutății proprii, constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându-se în vedere tendințele de dezvoltare care vizează utilizarea unor soluții constructive și materiale cu mase proprii reduse, astfel că, se creează premise reducerii maselor proprii (mase plastice, materiale compozite, oțeluri de înaltă rezistență etc.).
În concordanță cu soluțiile similare prezentate în tabelul 1.1, am adoptat pentru masa proprie următoarea valoare:
mo= 1365 kg
Masa autoturismului devine:
ma= mu+ mo=1200+1365=2565 kg
Cunoscând aceste mase se pot calcula:
– greutatea proprie a autoturismului: G0= 13650 N;
– greutatea totală a autoturismului: Ga= 25650 N.
2.2.1.Centrul de masă. Coordonatele centrului de masă.
Masa autovehiculului, se consideră aplicată în centrul de masă (centrul de greutate), situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autoturismului.
Greutatea autoturismului se consideră aplicată în centrul de greutate situat în planul vertical care trece prin axa longitudinală de simetrie a autoturismului.
Poziția centrului de masă, se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b șii înălțimea hg (STAS 6926/2-78)
În faza de proiectare a automobilului, alegerea poziției centrului de masă, se poate face prin mai multe metode și anume:
utilizarea de valori în concordanță cu valorile coordonatelor centrului de masă al autovehiculelor considerate în studiul soluțiilor similare;
utilizarea de valori medii după date oferite de literatura de specialitate.
Astfel de valori, sunt indicate în tabelul 2.4.3.1.
Tabelul. 2.4.3.1 Mărimile coordonatelor centrului de greutate
Fig. 2.4.3.1. Poziția centrului de masă și coordonatele sale
Adopt:
Masa autovehiculului se transmite prin intermediul punților. În cazul de față, masele ce revin punților sunt :
Greutățile ce revin punților autovehiculului vor fi:
În funcție de masa repartizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu:
pentru pneurile punții față:
pentru pneurile punții spate:
Greutățile ce revin pneurilor autovehiculului vor fi:
pentru pneurile punții față:
pentru pneurile punții spate:
2.3. Alegerea pneurilor și determinarea rezelor roților
Pneul reprezintă partea elastică a roții și este format din anvelopa și camera de aer.
La alegerea tipului de pneu ce urmează să echipeze autoturismul proiectat se au în vedere: tipul și destinația acestuia, greutățile care revin roților din față și spate, satisfacerea condiției de viteză maximă și dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare.
În figura alăturată s-au notat cu:
D-diametrul exterior al anvelopei
d-diametrul interior al anvelopei
H-înălțimea profilului
B-lațimea profilului
D=d+2*H
unde:
Se adopta
-circumferința de rulare
Astfel, ținând seama de aceasta recomandările anterioare, aleg pneul 230/70R15 cu următoarele caracteristici:
lățimea secțiunii B =230
înalțimea secțiunii H =165 mm;
raza statică rs = 355 mm;
circumferința de rulare Lr= 2229mm
mărimea jantei J 15;
diametrul exterior D = 710 mm
raza de rulare rr = 332 mm;
viteza maximă vmax = 180 Km/h.
CAP.3. Definirea condițiilor de autopropulsare
3.1. Rezistențele la înaintare ale autovehiculului proiectat (definire, cauze fizice, factori de influență)
Mișcarea autovehiculului este cauzată de mărimea, sensul și direcția forțelor active și a forțelor de rezistență care acționează asupra acestuia.
Definirea condițiilor de autopropulsare cuprinde precizarea caracteristicilor și destinația autovehiculului, a cauzelor fizice pentru forțele de rezistență ce acționează asupra autovehiculului, a factorilor specifici de influență și stabilește relațiile analitice de evaluare cantitativă a acestor forțe. Aceste reacțiuni exterioare sunt cunoscute ca “rezistențele laaînaintarea autovehiculului”.
O scurtă clasificare a acestora se face astfel:
rezistența la rulare este datorată interacțiunii dintre pneu și calea de rulare, aceasta rezistentă se manifestă ca o forță ce se opune sensului de deplasare al roții, implicit a autovehiculului;
rezistența aerului se manifestă la interacțiunea autovehiculului cu aerul;
rezistența pantei este cauzată atunci cand autovehiculul se depleasează pe o cale de rulare cu înclinare longitudinală;
rezistența la demaraj apare datorită inerției elementelor aflate în mișcare de rotație.
3.1.1. Rezistența la rulare
Rezistența la rulare se poate defini ca fiind o forță ce acționeaza permanent datorită rostogolirii roților pe calea de rulare, fiind de sens opus deplasării autovehiculului.
Cauzele fizice sunt: deformarea cu histerezis a pneului, frecările la contactul dintre pneu și cale, deformarea in timp căii, contactul dintre pneu și neregularitățile căii, efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis pe banda de rulare.
In momentul rulării roții apare un moment de rezistentă cauzat de tendinta de deplasare in fața a petei de contact, a recțiunii normale Z.
Pentru a determina forța tangențială se scrie ecuația de momente in raport cu centrul roții si rezultă forța tangențială:
Dar momentul forței Z în raport cu centrul roții reprezintă tocmai momentul de rezistență la rulare.
Înlocuind relația în precedenta se obține:
De aici se constată că reacțiunea tangențială X, este micșorată în raport cu forța la roată. Această micșorare se produce datorită unei forțe, generată de momentul de rezistență la rulare. Ea reprezintă tocmai rezistența la rulare Rr, exprimată astfel:
Determinarea deplasării “a” este dificilă, la calculul rezistenței la rulare se preferă folosirea unei mărimi relative, ce va permite extinderea utilizării sale pentru condiții mai generale. Această mărime se defineste ca fiind un coeficient al rezistenței la rulare f date de relația:
Principalii factori care influențează si actionează asupra rezistenței la rulare sunt:
viteza de deplasare a autovehiculului;
caracteristicile constructive ale pneului;
presiunea aerului din pneu;
momentul aplicat roților.
Evaluarea pe cale experimentală a unuia dintre acesti factori nu este posibilă deoarece toți parametrii de mai sus definesc pneul în timpul rulării lui. Se pot însă realiza, o analiză calitativă asupra acestor parametrii în anumite situații date.
Numarul mare de factori amintiti mai sus face ca determinarea cu exactitate a coeficientului rezistenței la rulare sa fie dificilă, indiferent de momentul rulării roții, de aceea se vor folosi anumite relatii pentru a determina acest coeficient.
Pentru calculul rezistenței la rulare se utilizează relația:
unde:
Rr : rezistența la rulare;
: unghiul de înclinare al pantei;
Gacos : componenta greutății automobilului normală
pe cale;
Ga=25650 N : greutatea automobilului.
Având în vedere că în exploatare autovehiculele circulă pe diferite categorii de drumuri, este necesar ca rezistența de rulare să se calculeze pentru mai multe valori ale coeficientului f și ale unghiului de înclinare a drumului, , în funcție de tipul autovehiculului proiectat.
Valorile rezistenței la rulare pentru diferite valori ale coeficientului de rezistență la rulare, f, și ale unghiului de înclinare a pantei, , sunt date în tabelul 3.1.
Tabelul 3.1. Rezistența la rulare
3.1.2. Determinarea rezistenței pantei
La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă, Rp, după direcția deplasării dată de relația:
Această forță este forța de rezistență la urcarea pantelor, de sens opus vitezei de deplasare, și forța activă la coborârea pantelor.
Tabelul 3.2. Rezistența pantei
Rezistența totală a căii de rulare se definește ca suma dintre rezistența la rulare și rezistența pantei:
RΨ = Rr +Rp = Ga *(f*cos+sin)
Tabelul 3.3. Rezistența totală a drumului
3.1.3. Determinarea rezistenței aerului
Rezistența aerului, Ra, se defineste ca fiind interacțiunea după direcția dintre aer și autovehiculul aflat în mișcare. Aceasta forță acționează permanent din sensul opus sensului de deplasare. Cauzele fizice sunt:
inegalitatea presiunilor din față și din spate a caroseriei;
frecarea la contactul aerului cu suprafețele autovehiculului pe lângă care loc curgerea acestuia;
rezistența unor curenți exteriori necesari la racirea organelor autovehiculului și pentru ventilarea caroseriei.
Pentru calculul rezistenței aerului se folosește relația:
unde:
=1,225 kg/m3 : densitatea aerului;
cx=0,3 : coeficientul de rezistență a aerului;
A=BH=2,76 m2 : aria transversală;
B=1,835 m : lățimea;
H=1,509 m : înălțimea;
v : viteza de deplasare.
Valorile rezistenței aerului pentru diferite valori ale vitezei sunt date în tabelul 3.4.
Tabelul 3.4 Rezistența aerului
Ecuația generală de mișcare rectilinie a autovehiculului
Pentru a se stabili ecuația generală de mișcare, automobilul se consideră in mișcare rectilinie, pe o cale cu inclinare , in regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă.
Ecuatia de echilibru dupa directia vitezei automobilului, este de forma:
[N]
unde: este fortă activă
rezistențele la inaintare
Inlocuind rezistențele la inaintare in relația de mai sus se obtine:
ce reprezintă ecuația de miscare rectilinie a autovehiculului.
Deplasarea cu viteză maximă
La deplasarea cu viteză maximă rezistența la demarare devine zero.
V = =155 km/h = 43,055 m/s; ; ; – drum orizontal.
astfel ecuația de miscare rectilinie a autovehiculului devine:
alegem urmatoarele valori:
f=0,023; ; Cx = 0,3
Deplasarea pe rampa maxima
La deplasarea pe rampa maxima rezistenta la demarare devine zero.
Astfel ecuatia de miscare rectilinie a autovehiculului devine:
Rezistența la rulare cât și rezistența la pantă sunt determinate de starea și caracteristicile căii de rulare, se vor grupa cele două forțe într-o singura forță de rezistență totală a căii ( R ), dată de relația : R = Rr + Rp = Ga ( f cos + sin ) = Ga · [ N ] unde : – coef. rezistenței totale a căii ;
Pentru valorile adoptate anterior = 0,347
Coeficientul rezistenței specific căii de rulare va capăta forma:
FR max = Ga · max =25650·0,347 = 8997,08 N
Pornirea după loc cu acceleratia maximă
Pornirea după loc cu accelerație maximă se obține cand întreaga forța disponibilă este utilizată pentru sporirea vitezei automobilului, aceasta situație corespunde pornirii din loc (v0=0) pe cale orizontală (α=0). Pentru acest căi, rezistența aerului este nulă, expresia forței la roată fiind dată de relația :
= 25650*0,023+2565*1,332*1,6=6056,47 [N]
CAP.4. Calculul de tracțiune
Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat să fie capabil să realizeze performanțele prescrise în tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.
4.1 Alegerea randamentului transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roților motoare ale acestuia.
Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei. Calitativ pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei t.
Ținând cont că transmisia autoturismului proiectat, organizată după soluția clasică, este compusă din cutie de viteze, transmisie longitudinală și transmisie principală, randamentul transmisiei este dat de relația:
unde:
cv=0.97÷0.98 : randamentul cutiei de viteze în treapta de priză directă;
cv=0.92÷0.94 : randamentul cutiei de viteze în celelalte trepte;
TL=0.99÷0.995 : randamentul transmisiei longitudinale
o=0.90÷0.94 : randamentul transmisiei principale
Deoarece, valoarea globală a randamentului transmisiei depinde de numeroși factori, a căror influență este dificil de apreciat, în calcule se operează cu valori din figura de mai sus, astfel pentru autoturisme:
t =0,880,93
Valoarea globală a randamentului transmisiei o adopt:
t=0,93
4.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
4.2.1. Alegerea tipului motor
Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație.
Ținândseama de destinația autoturismului proiectat și în concordanță cu soluțiile similare prezentate se alege ca sursă de propulsie un motor cu aprindere prin scânteie.
În tabelul 4.2.1. sunt prezentați parametri de importanță ai soluției adoptate.
Tabelul 4.2.1. Parametrii motorului
4.2.2. Determinarea analitică a caracteristicii exterioare
Prin caracteristica exterioară a motorului se înțelege reprezentarea grafică a curbelor de variație a puterii, momentului, consumului orar și specific de combustibil în funcție de turația arborelui cotit în condiții de sarcină constantă.
Dezvoltarea oricărui model de calcul sau de simulare a procesului de autopropulsare a automobilului necesită existența unei exprimări analitice a caracteristicii externe a motorului. Pentru un motor existent caracteristica exterioară se determină pe standul de încercat motoare. În acest caz evaluarea caracteristicii exterioare revine la prelucrarea datelor experimentate – conform cu tehnologia de încercare – se obțin mai multe puncte semnificative ale dependenței puterii sau momentului în funcție de turația arborelui cotit al motorului.
În figura 4.3.1. sunt reprezentate caracteristicile exterioare, completate cu curbele consumului specific de combustibil, pentru un motor cu aprindere prin scânteie(fig.a) și respectiv cu aprindere prin comprimare (fig. b).
a) b)
Fig. 4.2. Forme tipice de caracteristici exterioare
pentru motoare cu ardere interne
Din definirea condițiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză maximă presupune dezvoltarea unei forțe la roată FRmax.
Din deducerea puterii ca produs dintre forță și viteză, realizarea performanței de viteză maximă, în condiții prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:
unde:
PVmax : puterea dezvoltată de motor pentru atingerea vitezei
maxime
FRmax : forța la roată la viteză maximă;
t : randamentul transmisiei.
Prin explicitarea analitică a forței la roată se obțin:
Adopt:
: coeficient de elasticitate al motorului;
: coeficient de adaptabilitate al motorului.
Pe cale analitică curba de variație a puterii motorului în funcție de turație se poate obține cu relația:
unde:
Curba de variație a momentului motor efectiv Me se obține pe baza relației:
iar cea a consumului specific efectiv cu relația:
unde:
cep=300 g/kwh : consumul specific de combustibil la turația puterii maxime.
P(n)=APmax, unde:
ce=Bcep, unde:
Știind puterea la viteză maximă, se determină puterea maximă a motorului cu formula:
Valorile pentru ridicarea caracteristicii și graficul caracteristicii de turație exterioară sunt date în tabelul 4.3.1.
Tabelul 4.3.1.
4.3. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei
Funcționarea automobilului în condiții normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistențelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiții rezultă că la roțile motoare ale automobilului necesarul de forță de tracțiune și de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici, transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp.
Delimitarea unui asemenea câmp de caracteristici este realizată rațional în următoarele condiții :
motorul să echilibreze prin condițiile proprii întreaga gamă de rezistențe. Acest lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare. Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime, se obține caracteristica ideală de tracțiune dată de relația:
viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:
când rezultă din relația (3.9) o forță la roată infinită. Ca urmare, la viteze mici, limita este dată de aderența roților cu calea:
Cu cele trei limite câmpul de ofertă are forma din figura 4.4.1:
câmpul de ofertă pentru forța la roată;
câmpul de ofertă pentru puterea la roată.
Fig.4.4.1. Câmpul de ofertă
Urmărind conturul 1 – 2 – 3 – 4 se obține printr-o transmisie continuă într-o valoare maximă dată de condiția de forță la roată limitată de aderență și una maximă dată de condiția de viteză maximă.
La transmisiile în trepte, pentru a acoperi câmpurile de ofertă în transmisie, sunt realizate mai multe rapoarte de transmitere. Determinarea rapoartelor de transmitere presupune formularea condițiilor de deplasare.
4.3.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere itmax
Valoarea maximă a raportului de transmitere itmax, se obține când este cuplată prima treaptă a cutiei de viteze, situație când autovehiculul respectiv poate să urce panta maximă (max) și să aibă potențialul de accelerație maximă la pornirea din loc și evident când se obține la roțile motoare forța de tracțiune maximă limitată de aderență F.
Se calculează cu relația:
unde:
=0,8 : coeficientul de aderență;
: coeficientul de încărcare dinamică la limita de aderență pentru puntea față;
: greutatea aderentă;
rd=0,332 m : raza dinamică;
Mmax= 197,7 Nm : momentul maxim.
4.3.2. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere
Valoarea minimă a raportului de transmitere al transmisiei este determinată din condiția cinematică de realizare a vitezei maxime de performanță când motorul funcționează la turația maximă:
unde:
rr=0,332 m : raza de rulare;
nmax=4000 rot/min : turația maximă;
vmax=43,055 m/s : viteza maximă.
Raportul de transmitere al transmisiei principale i0 se calculează cu relația:
unde:
iCVn=1 : raportul de transmitere din ultima treaptă.
Pentru treapta cu raport de priză directă se consideră :
4.3.3. Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze
Pentru determinarea raportului din prima treaptă a cutiei de viteze se utilizează relația:
4.3.4. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze și calculul rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte din cutia de vireze.
În cazul etajării cutiei de viteze în progresie geometrică, între valoarea maximă iCV1 și minimă iCVn=1, în cutia de viteze sunt necesare n trepte date de relația:
Se adoptă o cutie cu 5 trepte plus o treaptă pentru mersul inapoi.
Mărimile rapoartelor de transmitere ale cutiei de viteze se calculează cu relația:
iCV k= ;
Pentru treapta a-I-a; icv1 = 5,08
Pentru treapta a-II-a; icv2= 3,38
Pentru treapta a-III-a; icv3= 2,25
Pentru treapta a-IV-a; icv4= 1,50
Pentru treapta a-V-a; icv5 = 1
Calculul vitezelor maxime pentru fiecare treaptă de viteză
V4max =
Trasarea diagramei ferăstrău
Pentru diagrama ferăstrău =f(v), avem nevoie de următoarele expresii:
Vk =
V1max = V2min, V2max = V3min, V3max = V4min, V4max = V5min, V5max = V6min
Se reprezintă grafic variația vitezei unghiulare în raport cu viteza de deplasare a autovehiculului pentru fiecare treaptă de viteză.
Partea B. Performanțele automobilului
5.1. Performanțele dinamice de trecere
5.1.1. Bilanțul de tracțiune și caracteristica de tracțiune
Cunoscându-se rezistențele la înaintare și caracteristicile motorului ce urmează să echipeze autovehiculul proiectat se poate calcula bilanțul de tracțiune.
Bilanțul de tracțiune reprezintă echilibrul tuturor forțelor care acționează asupra autovehiculului la mișcarea rectilinie, pe un drum oarecare, având admisiunea plină a motorului. Forța totală la roată FR obținută prin însumarea forțelor tangețiale de al toate roțile motoare, echilibrează suma tuturor rezistențelor la înaintare, adică: rezistența la înaintare, adică rezistența la rulare r, rezistența la urcarea pantei RP, rezistența aerului Ra și rezistența la demarare Rd.
Fig.5.1. Forțele care acționează la mișcarea rectilinie pe un drum oarecare
Se determină pe de o parte forța motoare la roțile autovehiculului pentru diferite viteze de deplasare ale autovehiculului și pe de altă parte se calculează suma rezistențelor la înaintare pentru aceleași condiții de deplasare. Rezultatul se prezintă sub formă grafică, mai întâi pentru o singură treaptă a cutiei de viteze și apoi pentru toate treptele (caracteristica de tracțiune).
Bilanțul de tracțiune se calculează cu formula:
Bilanțul de tracțiune al autovehiculului nu se utilizează numai la determinarea forței disponibile pentru accelerare și a vitezei maxime, ci și determinarea rezistențelor pe care la poate învinge autovehiculul la o viteză dată.
Bilanțul de tracțiune pentru treapta a IV-a, calculat când se atinge viteza maximă. Formula de calcul este:
unde:
Ga=25650 N : greutatea automobilului;
f=0,023 : coeficientul rezistenței la rulare;
=1,225 kg/m3 : densitatea aerului;
cx=0,3 : coeficientul de rezistență al aerului;
A=2,769 m2 : aria transversală;
g=9,81 m/s2 : accelerația gravitațională;
: coeficientul de influență al maselor în mișcare
de rotație;
: accelerația autovehiculului.
Construirea caracteristicii forței la roată se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului pornind de la curba momentului:
unde:
icvk : rapoartele de transmitere ale treptei k de viteză;
M : momentul motorului;
t=0,93 : randamentul transmisiei;
i0=2.56 : raportul de transmisie al transmisiei principale;
rd=0,317m : raza dinamică a pneului.
Forța disponibilă sau forța excedentară care poate fi folosită la învingerea rezistențelor drumului și la accelerarea autovehiculului este:
Valorile forței la roată și a forței excedentare pentru fiecare treaptă de viteză sunt date în tabelul 5.1. și 5.2, iar reprezentarea grafică în figurile 5.2. și 5.3.
Tabelul 5.1. Valorile forței la roată (FR) și ale rezistenței aerului (Ra) pentru fiecare treaptă de viteză
5.1.2. Bilanțul de putere și caracteristica puterilor.
Bilanțul de putere al autovehiculului reprezintă echilibrul dintre puterea la roțile motoare PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare:
unde:
t : randamentul transmisiei;
P : puterea efectivă a motorului;
Pr : puterea necesară învingerii rezistențelor la rulare;
Pp : puterea necesară învingerii rezistențelor la urcarea pantei;
Pa : puterea necesară învingerii rezistenței aerului;
Pd : puterea necesară învingerii rezistențelor la demarare;
Caracteristica puterilor reprezintă curba de variație a puterii la roțile motoare PR ale autovehiculului în funcție de viteza de deplasare a acestuia, v, pentru toate treptele din cutia de viteză.
Tabelul 5.3 Valorile puterii la roată (PR) și ale rezistenței aerului (Pa) pentru fiecare treaptă de viteză
5.1.3. Determinarea factorului dinamic și a caracteristicii dinamice
Forța de tracțiune excedentară Fex nu poate fi folosită ca indice pentru autovehicule de greutăți diferite, deoarece la valori egale ale forței excedentare calitățile dinamice ale unui autovehicul ce greutate totală mai mică sunt superioare celor ale unui autovehicul cu greutate totală mai mare.
Din analiza rezistențelor la înaintarea autovehiculului se constată că dintre toate acestea numai rezistența aerului nu depinde de masa autovehiculului. Dacă se scade din forța la roată această rezistență se obține relația:
Factorul dinamic, D, reprezintă raportul dintre forța de tracțiune excedentară Fex și greutatea totală a autovehiculului Ga, și este folosit pentru compararea performanțelor dinamice.
Factorul dinamic în priză directă se calculează cu relația:
Dacă autovehiculul se deplasează cu viteză constantă, factorul dinamic va fi egal cu coeficientul rezistenței totale a drumului.
Pentru o treaptă oarecare din cutia de viteze, factorul dinamic se calculează cu relația:
Trasând curbele de variație ale factorului dinamic în funcție de viteza autovehiculului pentru toate treptele cutiei de viteze utilizate se obține caracteristica dinamică a autovehiculului.
Tabelul 5.5. Factorul dinamic
Valoare maximă a forței la roată este limitată de alunecarea roților pe suprafața drumului și atunci limita superioară a acestei forțe este:
unde:
– Zm : reacțiunea normală la puntea motoare.
Introducând această valoare în expresia factorului dinamic și având în vedere că patinarea apare când viteza de deplasare este mică, se obține factorul dinamic limitat de aderență
Calculăm aderența pentru un drum cu pantă maximă =19 0
Tabelul 5.6.. Factorul dinamic limitat de aderență
5.2. Performantele de demarare
5.2.1. Acceleratia automobilului si caracteristica aceleratiilor
Accelerația este un parametru important al demarajului, valoarea acesteia influențând creșterea vitezei medii de exploatare.
Pentru determinarea accelerației se folosește relația de definire a factorului dinamic, din care rezultă formula de calcul a accelerației:
unde:
D : coeficientul dinamic;
g=9,8 m/s2 : accelerația gravitațională;
: coeficientul de influență a maselor în mișcare
de rotație;
=sin+fsin : coeficientul de rezistență la înaintare
al drumului.
Accelerația autovehiculului este direct proporțională cu diferența (D-), deci este cu atât mai mare cu cât factorul dinamic este mai mare și invers proporțional cu coeficientul de influență a maselor în mișcare de rotație .
Determinăm accelerațiile pentru un drum orizontal, =00, rezultă că, coeficientul de rezistență la înaintare al drumului este: =f=0,023
Tabelul 5.7.. Caracteristica accelerațiilor
Caracteristica inversului accelerațiilorservește la determinarea timpului de demarare al automobilului. Unindu-se curbele 1/ak prin punctele prin care are loc schimbarea treptelor se obține o curbă continuă ce va fi folosită pentru integrarea relațiilor timpului de demarare.
Valorile inversului accelerațiilor sunt date în tabelul de mai jos:
Tabelul 5.8. Caracteristica inversului accelerațiilor
5.2.2. Timpul și spațiul de demarare
Timpul de demarare reprezintă timpul necesar de creștere a vitezei autovehiculului între viteza minimă în treapta I a cutiei de viteze și viteza maximă de deplasare în ultima treaptă a cutiei de viteze, cu condiția ca motorul să funcționeze pe caracteristica exterioară și că schimbarea treptei se face instantaneu.
Fig.5.10. Determinarea timpului de demarare
Timpul de demarare se calculează cu formula:
unde:
a : scara de proporționalitate a inversului accelerației;
b : scara de proporționalitate a vitezei;
: aria trapezelor elementare.
Calculul timpului de demarare
KV =7.09; K1/a=83.33
→ V1 med [m/s]
→ V2 med [m/s]
→ V3 med [m/s]
Caracteristica timpului de demarare se regăsește în figura 6.2.2.1.
Determinarea spațiului de demarare
Prin timp de demarare se înțelege distanța parcursă de autovehicul în timpul demarajului.
Fig. 5.11. Determinarea spațiului de demarare elementar.
Se calculează cu formula:
Unde:
k=1 : scara de proporționalitate a timpului;
b=1 : scara de proporționalitate a vitezei;
: aria trapezelor
Calculul spațiului de demarare
KV =4.62; Kt=30.3
→ V1 med [m/s]
→ V2 med [m/s]
→ V3 med [m/s]
→ V4 med [m/s]
→ V5 med [m/s]
5.3. Performantele de franare
În figura 5.14. sunt reprezentate forțele și momentele ce acționează asupra autovehiculului frânat.
Fig. 5.14. Forțele și momentele în procesul frânării
5.3.1. Capacitatea de decelerare a automobilului
Ecuația diferențială de mișcare a autovehiculului în timpul procesului de frânare este:
în care:
– decelerația mișcării autovehiculului frânat;
– forța de frânare la roată.
Decelerația absolută la frânare:
unde:
– coeficientul maselor de rotație în timpul frânării cu motorul nedecuplat.
sau:
unde:
– coeficientul maselor de rotație în timpul frânării cu motorul decuplat ();
Decelerația este maximă când este maximă și care la limita de aderență are valoarea:
ïn acest caz decelerația este:
= 9,35m/s2
Dacă în timpul frânării, autovehiculul se deplasează pe un drum orizontal, =00, iar motorul fiind decuplat, coeficientul ’1, decelerația maximă este:
=9.8 · 0.8=7.84
5.3.2. Caracteristica timpului și spațiului de frânare
Timpul de frânare minim este dat de relația:
Dacă frânarea se face până la oprire , pe un drum orizontal , cu decuplarea motorului, timpul de frânare minim până la oprire este:
Tabelul 5.10.
Spațiul de frânare total este:
Spațiul de frânare minim () se determină fără a lua în considerare influența omului și a construcției sistemului de frânare asupra procesului de frânare. El se obține când decelerația autovehiculului este maximă ():
Dacă frânarea se face pe teren orizontal (), viteza finală (oprire), iar (motor decuplat):
Spațiul de frânare suplimentar () ține seama de reacțiile omului și ale sistemului de frânare.
Fig.5.16. Etapele procesului de frânare
Astfel în figura 5.16. se deosebesc:
timpul de reacție al conducåtorului auto;
timpul total de intrare în acțiune al sistemului de frânare;
timpul în care are loc frânarea propriu ziså;
timpul de slåbire a pedalei pânå la anularea forței de frânare.
Tabelul 5.11.
CAP. 6. TRANSMISIA LONGITUDINALĂ
Transmisia longitudinala este subansamblul transmisiei prin care se realizează transmiterea fluxlui de putere prin mișcare de rotație, între subansamblele constructive dispuse la distanță și care au poziții relative variabile. Pentru a-și îndeplini acest rol transmisia longitudinală este compusă într-o unitate funcțională din:
cuplaje unghiulare;
cuplaje axiale;
arbori;
suporți.
In cazul de fata, automobilul proiectat este prevazut cu doi arbori cardanici, unul pentru antrenarea puntii din fata si unul pentru antrenarea puntii din spate.
Față de rolul îndeplinit, principalele cerințe sunt următoarele:
să asigure compensările unghiulare și axiale necesare, impuse de pozițiile relative dintre elementele conduse și conducătoare, fără să introducă încărcări suplimentare în acestea;
să nu influențeze randamentul general al automobilului;
să funcționeze fără zgomot și să nu înrăutățească capacitatea geometrică de trecere a automobilului;
să aibă construcție simplă;
să necesite lucrări minime de întreținere;
să prezinte siguranță în funcționare;
să fie fiabilă durabilă și să aibă costuri cât mai mici.
Clasificarea transmisiilor longitudinale
Din punct de vedere cinematic:
transmisii homocinetice sau sincrone;
transmisii asincrone.
2. După numărul cuplajelor unghiulare:
– monocardanice;
– bicardanice;
– tricardanice etc.
3. După tipul constructiv:
– transmisii longitudinale închise;
– transmisii longitudinale deschise.
Pentru autoturismul proiectat, transmisia longitudinală are următoarea schemă:
Fig. 6.1. Schema transmisiei longitudinale
Unde:
M – motor;
A – ambreiaj;
CV – cutie de viteze;
RD – reductor distribuitor;
TL – transmisie longitudinală;
PMF – punte motoare față;
PMS – puntemotoare spate.
6.1. Construcția transmisiei longitudinale
6.1.1. Construcția cuplajului unghiular.
Cinematica cuplajului unghiular cardanic cu cruce
După tipul constructiv cuplajele unghiulare pot fi: cuplaje rigide și cuplaje elastice. În cazul de față, pentru transmisia longitudinală proiectată se alege un cuplaj unghiular rigid (cardanic).
Din punct de vedere constructiv un cuplaj unghiular cardanic este format dintr-o furcă conducătoare, o furcă condusă și un element intermediar. După tipul său elementul intermediar poate fi o cruce cu brațe egale perpendiculare, un inel sau un galet sferic.
Pentru determinarea cinematicii acestuia în figura următoare se consideră cuplajul în două poziții succesive rezultate prin rotirea elementului conducător cu unghiul 1.
Fig. 6.2 Variatia decalajului unghiular dintre furcile articulatiei cardanice
(1)
La rotirea furcii conducătoare 1 cu unghiul 1, punctul A de articulație dintre cruce și furcă ajunge în Ao, deplasându-se pe traiectoria l, iar punctul B’, aparținând furcii conduse, rotită cu unghiul 2 , va ajunge în punctul B’o, deplasându-se pe traiectoria ll. Dacă este unghiul dintre arborele conducător și arborele condus, atunci unghiul diedru dintre planele traiectoriilor l și ll este . Din triunghiul sferic AoB’B’o se obține relația (1). Astfel cuplajul este un mecanism asuncron, mișcarea asincronă condusă diferind periodic de cea conducătoare.
Descrierea asincronismului se poate face prin definirea raportului i :
Prin diferențierea relației (1) se obține:
Prin eliminarea unghiului 2 din relația (2) se obține:
pentru 1= , 2, 3… i = cos
pentru 1= /2, 3/2 …. i = 1/cos .
Astfel, la o rotație completă a furcii conducătoare, turația furcii conduse variază crescător sau descrescător, asincronismul mișcării depinzând de unghiul în limitele (1/cos , cos ). Acest fenomen produce zgomot și scăderea randamentului în funcționare. Drept urmare, la transmisia longitudinală a automobilului se folosesc mai multe cuplaje cardanice, când prin respectarea unor condiții de montaj se pot obține transmisii homocinetice.
Schema constructivă și funcțională a unui cuplaj cardanic rigid este următoarea:
Fig. 6.3. Cuplaj cardanic rigid
Componente:
furca 1 cu flanșa de cuplare;
furca 2;
cruce cu brațe perpendiculare 3;
cepul 7 de cuplare a furcii cu arborele cardanic;
rolele tip arc 4;
carcasa 5;
ungătorul 8;
supapa 6.
6.1.2. Arborii cardanici
Arborele transmisiei cardanice constituie unul din elementele esențiale ale acestui mecanism, datorită rolului funcțional de a transmite la distanță momentul de torsiune și, uneori, forțe axiale. În general un arbore este format dintr-o piesă cilindrică centrală și piese auxiliare ce servesc la prinderea articulațiilor. Deoarece la automobile în timpul funcționării sunt necesare compensări axiale arborii sunt telescopici. În acest caz, îmbinarea dintre capătul unui arbore și butucul furcii corespunzătoare se realizează, în general, prin caneluri.
Fig. 6.4. Tipuri construcive de arbori cardanici
6.1.3. Cuplajele axiale
Cuplajele axiale reprezintă partea transmisiei longitudinale prin care se realizează variația lungimii, impusă de modificările poziției relative dintre subansamblele pe care le leagă. Cuplajul axial este realizat sub forma unei îmbinări telescopice cu caneluri, caz în care o porțiune a ansamblului este prevăzută cu un butuc canelat , iar cealaltă cu o mufă canelată. Canelurile sunt din seria mijlocie cu ghidare pe flancuri. În scopul măririi durabilității cuplajului, el este protejat de acțiunile exterioare printr-o soluție de etanșare axială.
6.2. Calculul transmisiei longitudinale
6.2.1. Determinrea momentului de calcul
În cazul de față, transmisia longitudinală ce se proiectează va echipa un autoturism cu ambele punți motoare, mai precis va transmite fluxul de putere punții din spate permanent motoare si punti din fata care va fi cuplata doar la nevoie. Determinarea momentului de calcul se face pentru ambele situatii. Mai exat pentru cazul în care este cuplată doar punte din spate si pentru cazul incare sunt cuplate ambele punti.
Momentul de calcul pentru puntea spate va avea relația:
Momentul de calcul pentru puntea fata va avea relația:
unde:
– coeficient de siguranță al ambreiajului;
-icv1 raportul de transmitere în prima treaptă a CV;
-1tr randamentul subansamblului transmisiei dispuse în amonte de transmisia longitudinală.
6.2.2. Calculul arborelui cardanic
Din punct de vedere constructiv, arborele cardanic poate avea secțiune circulară plină sau tubulară. Se adoptă varianta cu secțiune tubulară. Arborele cardanic se calculează la torsiune și se verifică la turația critică de funcționare. Calculul de torsiune pentru arborele cu secțiune tubulară se face cu relația:
Dimensionarea arborilor cardanici se va face tinand seama de solicitarile ce apar la transmiterea momentului total catre puntea din spate.
Pentru a respecta egalitatea următoare diametrele arborelui cardanic au valorile:
d = 45,5mm – diametrul interior al țevii, g = 3mm – grosimea peretelui țevii, D = 51,5mm.
Conform literaturii de specialitate(CCA, Untaru I, 1982) pentru modulul de rezitenta Wt cu valori intre 6 si 10, intervalul minim expus, se recomanda diametrul d = 45 mm.
Prin urmare se adopta aceleasi dimensiuni pentru arborele cardanic ce antreneaza puntea fata.
Pe automobil, lungimea arborelui cardanic ar trebui să aibă valoarea de 1900 mm. Cum nu este indicată utilizarea arborilor cu lungimi atât de mari se vor utiliza doi arbori cardanici cu lungimea de 950 mm.
Cuplajul axial adoptat în funcție de diametrul arborelui este următorul: 10 x 32 x 40 , secțiunea arborelui cardanic pe porțiunea canelată fiind plină.
Verificarea deformației la răsucire
Verificarea arborelui cardanic la turația critică de funcționare este necesară deoarece datorită turației de funcționare ridicate și lungimii apreciabile a arborelui în raport cu diametrul său, în transmisia cardanică apar forțe centrifuge. Astfel, arborii tind să intre în vibrație ceea ce duce la distrugerea lor.
Pentru arborele tubular montat pe rulmenți într-o trompă cardanică turația critică se determină cu relația:
6.2.3. Calculul articulației cardanice
Furcile cardanice se calculează la încovoiere, având ca secțiune periculoasă secțiunea N-N și la torsiune, ca în figura următoare:
6.5. Schema de calcul pentru furca cardanica
Forța ce solicită furcile cardanice este: Efortul unitar de încovoiere în secțiune dreptunghiulară este: . Pentru articulațiile cardanice se utilizează oțeluri de îmbunătățire cu un conținut mediu de carbon ce au a=100-120N/mm2.
Torsionarea brațului furcii se produce tot sub acțiunea forței F, iar efortul unitar de torsiune pentru secțiunea dreptunghiulară este:
În funcție de momentiul maxim transmis se adoptă dimensiunile principale ale furcii. Astfel pentru 2250<Mc<4000 dimensiunile furcii se regăsesc în figura de mai jos și sunt următoarele:
A = 75, B = 62, C = 42, D = 35, E = 27, F = 2, G = 5,5, H = 6.
Se adoptă următoarele valori pentru dimensiunile furcii: a = 29mm, b = 20mm, h =80mm, R = 59,5mm.
Momentul de calcul este cunoscut : Mc = 1417,5 Nm.
Forța F care solicită brațul furcii este: F = 11911N.
Efortul unitar de încovoiere este: I = 55,83 N/mm2 <a.
Efortul unitar de torsiune = 15,13 N/mm2.
Crucea cardanică se verifică la încovoiere, forfecare și strivire sub acțiunea forței F1, ca în figura următoare:
Rezultanta care acționează asupra fiecărui braț al furcii se calculează cu relația: .
Efortul unitar la încovoiere : .
Efortul unitar de forfecare în planul A-A: .
Efortul unitar de strivire: .
Se adoptă următoarele dimensiuni: l =16,5mm, d =36mm, R =55,5mm, h =33mm, = 16,3.
Rezultanta F1 = 12409N.
Efortul unitar de încovoiere i = 43,88 N/mm2.
Efortul unitar de forfecare f = 12,19 N/mm2.
Efortul unitar de strivire str = 10,44 N/mm2.
Rulmenții fusurilor crucii cardanice se caracterizează printr-o mișcare relativă oscilatorie.
Fig. 6.6. Schema de calcul pentru crucea cardanica
Capacitatea portantă a rulmenților cu ace se determină cu relația: C = afKS [daN, unde:
a = 0,9 – pentru rulmenți cu ace cu mișcare oscilatorie; f = 0,27 – coeficient ce ține seama de condițiile de încărcare și funcționare.
Capacitatea portantă statică este : Co = KoS, unde:
S = l*d/100 – suprafața echivalentă de sprijin;
Ko = 210N/mm2- pentru toți rulmenții cu ace.
Co = 210*16,5*36 = 124,74 KN
CAP. 7. Constructia si calculul pentru puntea motoare spate
Rotile automobilului, in functie de natura si de marimea fortelor si momentelor care actioneaza asupra lor, pot fi:
-roti motoare (antrenate): sunt rotile care ruleaza sub actiunea fluxului de putere primit prin intermediul transmisiei de la motorul automobilului;
-roti libere (conduse): sunt rotile care ruleaza sub actiunea unei forte de impingere sau tragere, de acelasi sens cu sensul vitezei de deplasare a automobilului, exercit 252b15c ata asupra lor de cadrul sau caroseria automobilului;
-roti franate: sunt rotile care ruleaza sub actiunea unui moment de franare dezvoltat in mecanismele de franare ale rotilor (franare activa), sau de catre grupul motopropulsor in regim de mers antrenat (frana de motor).
Fig. 7.1. Puntea motoare rigida
Pentru autoturisme, prevazute cu doua punti, organizarea tractiunii se poate realiza dupa solutiile 4×2 sau 4×4, prima cifra indicand numarul rotilor, iar cea de-a doua, pe cel al rotilor motoare. Pentru organizarea tractiunii de tipul 4×2, puntea motoare poate fi dispusa in fata sau in spate, iar pentru tipul 4×4 ambele punti sunt cu roti motoare.
Puntile motoare, fata de cele nemotoare, asigura transferul fluxului de putere pentru autopropulsare, functie de modul de organizare a tractiunii, de la arborele secundar al cutiei de viteze sau de la transmisia longitudinala, la rotile motoare. De-a lungul acestui transfer, fluxul de putere sufera o serie de adaptari si anume:
-adaptare geometrica determinata de pozitia relativa dintre planul in care se roteste arborele cotit al motorului si planul in care se rotesc rotile motoare;
-adaptare cinematica determinata de asigurarea rapoartelor de transmitere necesare transmisiei automobilului;
-divizarea fluxului de putere primit in doua ramuri, cate unul transmis fiecarei din rotile motoare ale puntii.
Fig. 7.2. Puntea motoare spate articulată
Pentru a-si indeplinii functiile de mai inainte mecanismele fluxului de putere din puntea motoare cuprind: transmisia principala (sau angrenajul principal), diferentialul si transmisiile la rotile motoare.
In procesul autopropulsarii, din interactiunea rotilor motoare cu calea, iau nastere forte si momente de reactiune. Puntea are rolul de a prelua toate aceste forte si momente si de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei si cadrului sau caroseriei automobilului. Preluarea fortelor si a momentelor, precum si transmiterea lor dupa directii rigide cadrului sau caroseriei automobilului, se face de un ansamblu constructiv al puntii, numit mecanismul de ghidare al rotilor. Mecanismul de ghidare defineste, in ansamblul puntii, cinematica rotii suspendate elastic prin intermediul suspensiei. Se definesc astfel punti rigide si punti articulate.
7.1. Transmisia principala
Transmisia principală la automobilul de proiectat este simplă cu roți dințate conice, cu dantură curbă.
Schema cinematică este prezentată în figura alăturată unde: pinionul de atac (2), montat în lagărele cu rulmenți (1), în carterul (4), este permanent în angrenare cu coroana dințată (3), montată prin șuruburile (6) pe carcasa diferențialului (7).
Fluxul de putere al motorului este primit de pinion de transmisia longitudinală, prin flanșa (9) și transmis de la angrenajul conic (2…3), prin intermediul diferențialului (7) arborilor planetari (5) și (8).
Pentru elementele angrenajului conic, valorile deformațiilor admise sînt prezentate în figura următoare :
unde: p.a – pinion de atac
c.d – coroană dințată
Fig. 7.3. Transimisia principala-schema cinematica
7.1.1. Calculul geometric al angrenajului
a) Determinarea momentului de calcul se face cu formula:
unde: MM- momentul maxim al motorului
-coeficient de siguranță al ambreiajului
iCVI – raportul de transmitere al cutiei de viteze în treapta I
-randamentul transmisiei de la motor la ambreiajul calculat
-raportul de tansmitere din transmisia principală la angrenajul calculat
b) Dimensionarea geometrică
Se consideră rezistența unei roți conice egală cu rezistența unei roți cilindrice având următoarele caracteristici:
-diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al roții conice în secțiune medie a dintelui;
-modulul corespunzător modulului roții conice din aceiași secțiune;
-profilul dinților corespunzător dinților roților echivalente;
Roata echivalentă se obține prin desfășurarea conului mediu pe un plan.
1.Numărul de dinți:
zech1= zech2=
– semiunghiurile conului de divizare ale roților conice;
– unghiul mediu de înclinare al danturii;
z2=z1*i0
i0 real =
2. Lățimea danturii
b = (6…8)mn med
3. Modulul frontal ;
mf =
4. Unghiul de angrenare în secțiune normală
conform STAS 6884-63
5. Coeficientul înălțimii capului de referință normal și frontal
f0n=1 conform STAS 6844-63
f0f= f0n*cos
6. Coeficientul jocului de referință la fund normal și frontal
won=0,2 STAS 6884-63
wof= won*cos
7. Lungimea generatoarei conului de divizare
L=
8. Adâncimea de lucru a dinților
he=2f0f*mf
9. Jocul la fund c= wof*mf
10.Înălțimea dintelui h1=h2=h=he+c
11.Înălțimea capului a1=
a2= he-a1
12. Înălțimea piciorului
b1=h- a1
b2=h- a2
13. Diametrul de divizare
Dd1= z1*mf Dd2=z2*mf
14. Unghiul piciorului dintelui
15. Unghiul conului exterior
16. Unghiul conului interior
17. Diametrul de vârf
De1= Dd1 + 2a1 cos De2=Dd2+ 2a2 cos
18. Distanța de la vârful conului până la dantură
H1= H2=
19.Grosimea dintelui pe cercul de divizare
S1=mf S2=
7.1.2. Calculul de rezistență al angrenajului
Pentru calculul forțelor transmise la arbori de către roțile în angrenare se consideră forța normală ‘Fn’ , care acționează la mijlocul dinților cu cele trei componente: forța tangențială ‘Ft’, forța radială ‘Fr’, și forța axială ‘Fa’.
Forțele Fr și Fa pot avea și sensuri negative. Pentru deplasarea înainte a automobilului, cu înclinare spre dreapta a dintelui pinionului de atac, schema de încărcare a arborilor pentru determinarea reacțiunilor din lagăre este următoarea :
Calculul danturii la înconvoiere prin metoda Lewis
Ft1= pentru roata conducătoare
Ft2=; pentru roata condusă
unde:
Ft- forța tangențială
b- lățimea danturii
Kd- coeficient ce ține seama de caracterul dinamic al solicitării
Kc- coeficient ce ține seama de concentrarea de eforturi la baza dintelui
-coeficient ce ține seama de gradul de acoperire
Mc- momentul de calcul
rd- raza cercului de divizare
p- pasul p =*mn real
yf- coeficient de formă
Kd1 =1.5…2 pentru autoturisme
Kd1 =
Unde:
a-coeficient ce ține seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii a=15 pentru clasa I
v-viteza tangențială a roții dințate
dd – diametrul de divizare
n – turația roții dințate
Kc =
unde: – grosimea unghiului la bază
rb – raza de rotunjire a dintelui la bază
Kc1=Kc2
se adoptă yf1 și yf2 350 N/mm2 350 N/mm2
Calculul la presiunea de contact
pc = 100 N/mm2 unde : Fn – forța normală
Fn =; B’=; – razele de curbură ;
Calculul danturii la oboseală
Calculul danturii la oboseală la înconvoiere
Ft =;
– coeficientul de utilizare al motorului =0,2 (C.C.A.-3,83/218)
ii- raportul de transmitere dintre motor și roata dințată
iI=iCV 1
;
Aceste eforturi se compară cu un efort unitar la oboseală după ciclul pulsator dat de relația;
; unde
– efortul unitar pentru ciclu simetric
; – efortul unitar de rupere =1000 N/mm2
N= 800000 cicluri (pentru un parcurs de 200000 km)
Atunci:
Angrenajele sunt considerate corespunzătoare din punct de vedere al sistemului la oboseală dacă este satisfăcută inegalitatea:
unde;
K’- coeficient de siguranță la calculul la oboseală
K’= c*; în care
c – coeficient de siguranță
-coeficient de dinamicitate =1,2….1,4 se adoptă
Coeficientul de siguranță se determină cu relația:
c=K1*K2*K3*c1*c2
K1- coeficient ce ține seama de concentrația specifică sarcinii pe lungimea dintelui
K1=1,1…1,2
K2- coeficient ce ține seama de siguranța în exploatare; K2=1,1…1,15;
K3- coeficient ce ține seama de precizie; K3=1,2…1,4;
c1,2- coeficienți ce țin de precizia de prelucrare și de calitatea suprafeței, flancurilor roților dințate.
c1=1,0….1,05
c2=1,05…1,1
Atunci: K’=K1*K2*K3*c1*c2*
Calculul la oboseală la solicitarea de contact
Efortul unitar efectiv se determină în acest caz cu relația:
PI = 0,418;
Unde Ft= Fechivalent , corespunde momentului mediu echivalent Mech, dezvoltat de autovehicul, la o turație medie echivalentă.
Mech =; MRmed=
Unde:
Ga-greutatea autovehiculului
rr – raza de rulare a roții;
i0- raportul transmisiei principale
; -forța specifică la roată se adoptă (tab. 1.14 CCA)
Turația echivalentă a motorului este dată de relația:
; unde: ikmed =; reprezintă raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze.
iki – rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze
– timpul relativ de utilizare al treptei de viteze exprimat în procente conform tabelului 1.10 CCA.
=2,5 % =12 % = 40 % =25 % =20,5%
Numărul de solicitări la care este supus un dinte pe durata de funcționare, se determină cu relația:
Nech=; Unde : =1% timpul relativ de utilizare al ambreiajului
Sp=200000 km spațiul parcurs de automobil
=1 este raportul de transmitere de la roțile automobilului la angrenajul calculat
Mech= Ft ech1= Ft ech2=
E=2,1*105 modulul de elasticitate
Efortul unitar de contact pentru calculul la oboseală se determină cu relația:
Unde:
K- coeficient ce ține seama de natura materialului, K=256…310 se adoptă
H=30 HRC duritatea materialului;
Efortul unitar admisibil de contact este dat de relația: Pac=;
unde c’=1,2…1,3 coeficientul de siguranță Pef Pac
Condițiile îndeplinite, rezultă că dantura este verificată la oboseală la solicitarea de de contact.
7. 1.3. Determinarea schemelor de încărcare și calculul reacțiunilor în lagăre
Calculul reacțiunilor pentru arborele 1
Se adoptă constructiv distanțele:
l1 și l2
(H) ;
Ft1* (l1+l2)-yA*lL+Ma=0 ;
YA=;
Ft1=
Fa1=
Fr1=;
Ma1=
YB = YA- Ft
(V); ZA*l2 = FR1 (l1+l2);
ZA= ZB= ZA – FR1
RA = RB =
Pentru arborele 2: Se adoptă l3 și l4
Ft1 = Ft2 =
Fa2 = ; Fr2 = ;
YC (l3+l4) – Ft2l4 + Ma2 =0
Ma2 = Fa2
YC = YD = Ft2 – YC
(V) ZD (l3+l4) = Fr2*l3 ZD = ZC = Fr2 – ZD
RC = RD=
7.1.3.1.Predimensionarea arborilor din condiții de rezistenșă la înconvoiere și torsiune
Pentru arborele 1
(H) Mi AB = YB* x unde x(0, l2)
Pentru x = 0 va rezulta Mi AB = 0
x=l2 rezultă;
Mi EA = Ma1 + Ft1*l1
Mi BA = -ZB*l2
Mi EA = -Fr1*l1
Mt1=
Pentru arborele 2;
Mi CF = YC*l3
Mi DF = YD*l4
Mi CF = ZC*l3 Mt2=
; unde =0,5..0,6
Arborele (1,2)
unde =240N/mm2
7.1.3.2. Calculul de verificare al arborilor
Solicitările la încovoiere și răsucire ale arborilor, dau naștere la deformații elastice. Aceste deformații și în special cele datorită încovoierii, dacă depășesc anumite valori admisibile, conduc la o angrenare necorespunzătoare (reduc gradul de acoperire), iar solicitările danturii cresc. De asemenea, datorită deformației arborilor, polul de angrenare, oscilând în jurul poziției teoretice, determină o mișcare neuniformă a arborelui condus, fapt ce contribuie la funcționarea zgomotoasă a acestuia.
Durata de funcționare și silențiozitatea angrenajelor cu roți dințate, depind de mărimea răsucirii secțiunii respective.
Săgeata totală se calculează cu relația: unde:
fV – săgeata în plan vertical (datorată forțelor Fr și Fa);
fH – sîgeata în plan orizontal (datorată forței Ft);
Săgeata se va calcula prin metoda Veresceaghin:
unde: E = 2 * 102 daN/cm2; IZ = * d4 / 64
7.1.4.Calculul de alegere a lagarelor si încărcare dinamică
Se calculează forța echivalentă
FK = xvR+ y*x e
Pentru arborele 1 se adoptă montajul rulmenților în “O”
xA = xB +Fa1 xB=
Pentru arborele 2 se alege montarea rulmenților în “X”
xD= xC = xD + Fa2 pentru V=1
– x=0; y=1 ; pentru x=0; y=1
pentru x=0; y=1 ; pentru x=0; y=1
FK1= Fa1 + 1
FK2= Fa2 + 1
Forța echivalentă medie : Qem= ;
C = Qem
D1 = = 144mil. Rot D2=42 mil rot
Rulmenții sunt radiali axiali cu role conice;
dI=30 mm cu C=8300 daN
dII =35 mm cu C=5850 daN conform STAS 6112-69 se adoptă ;
d=30 mm D = 78 mm
d = 35 mm D= 98 mm T=27,25 cu încărcările dinamice scrise mai sus.
7.3. Diferențialul
Diferențialul este un mecanism inclus în puntea motoare, care divizează fluxul puterii de autopropulsare primit de la transmisia principală în două ramuri, transmise fiecare câte unei roți motoare, oferind totodată roților punții posibilitatea , ca în funcție de condițiile de autopropulsare, să se rotească cu viteze unghiulare diferite. Principalele condiții de autopropulsare care impun roților să se rotească cu viteze unghiulare diferite sunt următoarele:
deplasarea pe traiectorii curbe, când roata interioară curbei are de parcurs un spațiu mai mic decât roata exterioară curbei;
deplasarea rectilinie pe căi netede, când roțile punții au de parcurs spații egale iar automobilul, din diverse cauze, are roțile punții cu raze inegale; diferența dintre raze poate fi datorată presiunii inegale din pneuri, repartizarea încărcăturii asimetric față de axa longitudinală a automobilului.
deplasarea rectilinie pe căi cu denivelări când, datorită distribuției aleatoare a denivelărilor sub formă de gropi și ridicături, roțile au de parcurs drumuri de lungimi diferite
În condițiile prezentate anterior, lipsa diferențialului, în mecanismele punții, apar încărcări suplimentare sub forma unui flux “parazit” de putere.
7.3.1.Organizarea cinematică a diferențialului
Diferențialul utilizat la autovehicule este în general un mecanism planetar cu roți dințate cilindrice. Elementele unui astfel de mecanism sunt: pinioanele planetare 2 și 6, fixate pe arborii planetari 1 și 7, ai transmisiilor la roțile motoare , sateliții 5, aflați permanent în angrenare cu roțile planetare 2 și 6, brațul portsatelit 4 și carcasa 3 a diferențialului. Elementul conducător al mecanismului este brațul portsatelit 4, care primește fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei 3.
Pentru a stabili legăturile cinematice dintre elementele diferențialului se aplică metoda opririi imaginare a elementului conducător (metoda Willis).
Materialele utilizate pentru executarea roților dințate ale diferențialului sunt cele recomandate ca și pentru roțile dințate ale cutiilor de viteze :20MoC12, 21TCH12. Carcasa diferențialului se execută prin turnare din fontă maleabilă.
Fig 7.6. Schema cinematică a diferențialului
Elementele de calcul de rezistență ale diferențialului
Calculul de rezistență al diferențialului cuprinde calculul pinoanelor planetare, calculul sateliților și al axului sateliților, urmând ca celelalte elemente (carcasa , șuruburile de ansamblat) să se stabilească constructiv din condițiile de montaj și funcționale.
Dimensionarea geometrică a angrenajelor
Determinarea momentului de calcul al roților dințate este dat de relația :
Mc = ;
unde:
Mmax [Nm] – momentul maxim al motorului .
iCV1= 5,08; raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze
i0= 3,22; raportul de transmitere al transmisiei principale.
K=2; numărul de sateliți
=1,15; coeficient de blocare al diferențialului.
IR = raportul de transmitere al reductorului
Mc = 904,25 Nm
Se consideră rezistența roții conice egală cu rezistența unei roți cilindrice având următoarele caracteristici:
diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al roții conice în secțiune medie a dintelui.
modulul corespunzător modulului roții conice din aceiași secțiune.
profilul dinților corespunzător profilului dinților roții echivalente
Roata echivalentă se obține prin desfășurarea canalului mediu pe un plan.
a). Numărul de dinți
zech2= zech5=
– unghiul de înclinare al danturii; =0
se adoptă z2=11; z5=17;
z2 = z5*is ; is =
– semiunghiurile conului de divizare
zech2= zech5=
b). Lățimea danturii
b = (6…8)mn med = 3,5*6 =21 mm;
c). Modulul frontal
mf =;
d). Unghiul de angrenare în secțiune normală
conform STAS 6844-63
e). Coeficientul înălțimii capului de referință normal și frontal
fo1=1 conform STAS 6844-63 fof=fon cos=1
f). Coeficientul jocului de referință la fund normal și frontal
won=0,2 STAS 6844-63 wof =won*cos=0,2*1=0,2
g). Lungimea generatoarei conului de divizare
L=
h). Adîncimea de lucru a dinților
he= 2*fof*mf
i). Jocul la fund
c= wof * mf
j). Înălțimea dintelui
h5 =h2 =h =he+c
k). Înălțimea capului dintelui
a5=mf ( fof+) a2= he- a5
l). Înălțimea piciorului dintelui
b5=h5- a5 b2=h2-a2
m). Diametrul de divizare
Dd5= z5*mf Dd2=z2* mf
n). Unghiul piciorului dintelui
o). Unghiul conului exterior
p). Unghiul conului interior
r). Diametrul de vîrf
De5=Dd5 +2*a5*cos De2=Dd2 +2*a2*cos
s). Distanța de la vîrful conului până la dantură
H5= H2=mm
t). Grosimea dintelui pe arcul cercului de divizare
S5=mf S2=
Pentru diferentialul puntii spate
Calculul de rezistență și verificare a angrenajelor
Calculul danturii la înconvoiere
Pentru 41MoCr11 ;
unde:
Ft=
(condiție îndeplinită) rd2=
lățimea danturii b=21 mm
yf – coeficient de formă yf=0,130 pentru
p- pasul; p=10,99 mm
kd – coeficient ce ține seama de caracterul dinamic al solicitării
kd5=kd2=
obs: n=211 rot/min
V=;
-coeficient ce ține seama de gradul de acoperire
rb- raza de rostogolire a dintelui la bază rb=0,3 mm
Dacă se ține seama de caracterul dinamic de concentrare al efortului la baza dintelui și de gradul de acoperire, relația devine:
Calculul la presiunea de contact
Valoarea presiunii de contact are o mare influență asupra duratei de funcționare a roții dințate. Dacă presiunea superficială este prea mare, se produce detensionarea suprafeței de lucru a danturii.
Detensionarea suprafeței de contact se face cu relația :
Pc=
unde :
Fn=
B’=mm
– raza de curbură
= rd2*sin
= rd5*sin
Calculul de rezistență pentru celelalte elemente
Fig. 7. 7. Schema de calcul a roții dințate
Calculul axului satelit se calculează din condiția de rezistență:
,
Axul satelit este solicitat la forfecare și la strivire de forța (F = 2Ft). Forțele radiale care acționează asupra satelitului se anulează reciproc.
ds = ;
F=2Ft
Efortul unitar admisibil daN/cm2
Se adoptă =1500 daN/cm2 = 150 N/mm2
Rm= mm
Se adoptă ds= 28 mm.
Eforturile unitare efective de strivire dintre axul satelitului și satelit se calculează cu relația:
daN/cm2.
Strivirea dintre axul satelitului și carcasa diferențialului se verifică cu relația:
=800…1000daN/cm2
unde: h1=14 mm
R1 = 71 mm
Sub acțiunea forței axiale suprafața de contact dintre satelit și carcasa diferențialului, este solicitată la strivire. Ținând cont că satelitul acționează simultan cu cele două roți planetare, forța axială se determină cu relația:
;
unde: – semiunghiul al satelitului
Eforturile unitare de strivire care apar pe această suprafață sunt:
unde N/mm2
Arborii planetari sunt solicitați la torsiune și înconvoiere, deoarece solicitarea principală este torsiunea pentru calculele prealabile (Di) se obține cu relația :
Di =;
unde :
Di- diametrul interior al arborelui
=1000…1200 daN/cm , este efortul unitar admisibil la torsiune și se adoptă în intervalul scris =120 N/mm2
35.94 mm
Se adoptă conform STAS 1768-68
b=7 di min=36 D = 40
După standardizare se fac verificările la butuc și butuc.
Forțele tangențiale care solicită canelurile:
Ft=
Verificarea la strivire se face cu relația:
<N/mm2
În care :
Zc – numărul de caneluri Zc = 6
h – înălțimea canelurii
l – lungimea de strivire l =20
Verificare la forfecare
daN/cm2 ; se adoptă daN /cm2
=300 N/mm2
7.4. Transmisia la roțile motoare
Transmiterea fluxului de putere de la diferențial la roțile motoare ale autovehiculului se face prin arbori planetari. Pentru aceasta, arborii planetari sunt solidarizați la rotație atât cu roțile planetare ale diferențialului cât și cu butucul roții motoare. În cazul de față la care transmisia principală sunt montate pe partea nesuspendată a maselor automobilului și când poziția relativă dintre roțile motoare și diferențial este invariabilă, se utilizează arbori planetari rigizi.
În figura 7.8 sunt reprezentați, tipurile constructive de arbori planetari rigizi.
Prin capătul 1, arborele se solidarizează la rotație cu roțile planetare, ale diferențialului, prin îmbinări canelate (figura a, b și d), sau mai rar fac corp comun cu roata planetară (figura c).
Puntea rigidă cu carterul diferențialului și transmisia principală montat pe partea nesuspendată.
Numărul de cuplaje este egal cu zero.
Arborele planetar 1 este montat coaxial cu grinda 2 a carterului punții. Se adoptă arborele planetar din figura a. Prin capătul 1, canelat arborii planetari se solidarizează la rotație cu roțile planetare, fiind supuse la eforturi mari de strivire și torsiune.
Arborii planetari se execută de obicei din oțeluri aliate cu conținut mediu de carbon de tipul: 45C 10; 41MC11X; 35CN15X; se supun tratamentului termic ce constă în călirea piesei în ulei urmată de o revenire. Duritatea piesei după revenire trebuie să fie HB=340…440.
Calculul arborilor planetari
Pentru autovehiculul de proiectat se adoptă:
arbori planetari parțial descărcați de momente încovoietoare.
Arborii planetari sunt solicitați la torsiune (de momentul motor transmis de diferențial), în care forțele care acționează asupra roții motoare sunt degenerate de regimul de deplasare, calculul arborilor se face pentru patru regimuri:
regimul tracțiunii
regimul frânării
regimul derapării
regimul trecerii peste obstacole
Schema forțelor și momentelor care acționează asupra punții motoare, din spate pentru cele patru regimuri.
Fig. 7.8 Schema de calcul a punții
Regimul de tracțiuni este caracterizat de acțiunea forței m2G2, din partea cadrului sau a caroseriei și a forțelor ZRs, ZRd și xRs, xRd, din partea căii de rulare.
Reacțiunile normale:
ZRs=ZRd= m2, în care G2 = este sarcina statică pe puntea spate.
m2 = ; – este coeficientul de încărcare dinamică, a punții motoare la demaraj,
unde:
hg = 740 mm
0,8
G2 = =12312 N
m2 = = 0,95
ZRs=ZRd= m2= 5848 N
Reacțiunile tangențiale:
XRs = XRd =;
unde:
rd = rs =0,332 m, este raza dinamică a roții motoare
XRs = XRd5447 N
Regimul frânării
]Este caracterizat de acțiunea forței m2FG2 din partea cadrului sau caroseriei și forțelor XFs XFd și ZFs ZFd, din partea căii de rulare.
Reacțiunile normale la frânare se determină cu relație: ZFs = ZFd = m2F,
unde:
m2F este coeficientul de încărcare dinamică a punții din spate la frânare, pentru automobil 4×4, cu ambele punți frânate.
0,58
ZFs = ZFd ==1785 N
XFs , XFd – sunt reacțiunile tangențiale care se consideră egale și limitate de aderența dintre roți și cale.
XFs = XFd = ZFs = 1249 N
Regimul derapării (sau regimul derapării cu reacțiuni laterale maxime)
În acest caz asupra punții acționează din partea cadrului sau caroseriei componenta statică a greutății automobilului, ce revine punții din spate G2 și componenta forțelor laterale Fy, iar din partea căii reacțiunile normale ZRs, ZRd și laterale YRs și YRd.
]Din condiția de echilibru a punții se obține pentru reacțiunile normale expresiile:
ZRs=;
ZRd=;
Valoarea maximă a reacțiunilor laterale este limitată de aderența roților cu calea, deci:
YRs = ZRs*Y;
YRd= ZRd*;
Dar :
Fy= YRs + YRd
Înlocuind ultima expresie în cele de mai jos, se obțin pentru reacțiunile normale, ale căii expresiile:
ZRs==3251 N
ZRd=2904
Iar pentru reacțiunile laterale expresiile:
YRs == 2275 N
YRd.= = 2093 N
unde:
B=1610 mm este ecartamentul punții din spate.
Regimul trecerii peste obstacole
Este un regim caracteristic deplasării pe drumuri, cu neregularități, când asupra punții acționează, sarcini dinamice verticale de valori importante. Mărimea acestor sarcini dinamice depinde de: înălțimea obstacolului, viteza de deplasare, calitățile suspensiei, se apreciază printr-un coeficient , definit de relația:
G2= 12312 N
Calculul arborilor planetari total descărcați de momente înconvoietoare.
Pentru acest caz de montare pe automobil, arborii planetari, sunt solicitați în regimul tracțiunii, la răsucire de momentul MR.
MR = XR * rd, unde XR= XRs= XRd= 5447 N
MR = 5447*332=1808404 Nmm
N/mm2 ; ;
= 26,89 mm
Se adoptă d = 30 mm pentru puntea spate.
7.5. Butucul roții
Butucul roții reprezintă elementul constructiv al punții, prin care fiecare roată motoare este legată de lanțul cinematic de transmitere al fluxului de putere și de elementele mecanismului de ghidare.
Butucul roții este solidarizat la rotație cu arborele planetar și rezemat prin lagăre de rostogolire pe trompa punții.
Pentru a transmite roții motoare momentul de propulsie și a prelua de la aceasta forțele și momentele reactive (pentru a nu le transmite mecanismului de ghidare), de butuc se montează fără posibilitatea de mișcări relative, roata și partea rotitoare a mecanismului de frânare al roții.
Fig. 7.9 Soluție constructivă a butucului roții
În figura alăturată este prezentată o soluție constructivă, utilizată la arborii planetari total descărcați de momente înconvoietoare, la care butucul roții 3 se solidarizează la rotație cu flanșa 1 a arborelui planetar prin prezoanele 2.
Solidarizarea cu roțile motoare 5 și cu tamburul 7, al frânii se face prin flanșa 6 cu ajutorul bolțurilor speciale 4 prevăzute cu piulițe 7. Prin rulmenții conici 10 și 12, butucul este
rezemat pe trompa 11 a carterului 7. Reglarea rulmenților se face cu ajutorul piulițelor și siguranței 13. Prin montarea în “O” cu deschiderea mare între ei și prin plasarea flanșei 6 între rulmenți se asigură o rigiditate sporită construcției, astfel că arborii planetari sunt descărcați de acțiunea momentelor înconvoietoare date de forțele și momentele reactive ce acționează asupra roții.
Mecanismul de ghidare al punții
Alegerea tipului constructiv
Mecanismul de ghidare asigură transmiterea forțelor și momentelor, de la roți la cadrul sau caroseria automobilului.
După modul de transmitere al forțelor și a momentelor de la punte la cadru, punțile motoare pot fi:
punți motoare la care forțele și momentele se transmit prin arcurile suspensiei;
punți motoare la care forțele se transmit prin arcurile suspensiei iar momentele prin bare de reacție.
punți motoare la care forțele și momentele se transmit prin bare de reacție.
La automobilul de proiectat și ținând cont de alegerea lagărelor punții rigide se adoptă mecanismul de ghidare la care forțele și momentele se transmit prin arcurile suspensiei.
Cinematica roții ghidate în mecanismul adoptat
Mecanismul de ghidare al unei punți la care transmiterea forțelor și a momentelor se face prin arcuri dispuse longitudinal. Pentru a transmite forțele longitudinale Xr și XF, de la carterul 1 al punții la carterul sau caroseria automobilului , arcul 3 este montat fix în direcție longitudinală, prin articulația simplă 2.
Fig. 7.10. Schema cinematică a roții ghidate
Pentru a se asigura deformarea logitudinală, a arcului la variația forțelor verticale ZR și ZF, celălalt cap al arcului se fixează printr-un cercel 4, articulat în ambele capete.
Pentru a transmite momentele reactive M’R sau M’F arcul este fixat rigid față de carterul punții prin bridele 5. Dezavantajul îl reprezintă solicitările mari la care sunt supuse arcurile.
Calculul de rezistență și dimensionarea mecanismului de ghidare
Carterul punții motoare rigide
Funcționând carterul punții îndeplinește rolul de mecanism de ghidare al roților și de organ în care se montează o parte din elementele componente ale transmisiei. Carterul este realizat prin turnare din fontă nodulară sau oțel, ce permite obținerea de forme avantajoase din punct de vedere al solicitărilor.
Modelul prezentat și proiectat este un carter demontabil cu un plan de separație. Planul de separație este materializat pe suprafața de îmbinare, dintre carterul central în care se află diferențialul cu carcasa acestuia și capacul acestuia ce conține pinionul de atac.
Introducerea lubrifiantului se face prin bușonul de alimentare, iar golirea prin bușonul de golire. Pentru trompe se recomandă țevi trase.
Elemente de calcul ale carterului punții spate
Calculul punții spate se face la înconvoiere și torsiune, sub acțiunea forțelor și momentelor transmise de butucul roții. Calculul se va face, funcție de tipul de montare al arborilor planetari, pentru cele patru regimuri caracteristice de deplasare ale automobilului.
Regimul tracțiunii
ZRs = ZRd = m2= 0.95* = 5848 N
XRs= XRd = 5447 N
În plan vertical:
Rv = ZRs= ZRd = 5848 N; MV=0.
În plan orizontal:
RH = XRs= XRd = 5447 N, MH=0
În plan longitudinal:
Mt = M’R = 1808404 N/mm
Verificare
Momentul în secțiunea a (0-0) înconvoiere:
Mih = MHs+RHs*l = 5447*170 =925990 Nmm2
de=120 mm
dI=60 mm
l =170 mm
21,43 N/mm2
MiV = MVs+RVs*l =5848*170=994160 Nmm2
=23,01 N/mm2
34.75
44,54 Nmm2
Regimul frânării
ZFs = ZFd =1844.4 N
XFs = XFd = ZFs =1291.08 N
MF = XFs* rd =1291.08*346 = 446713 N/mm2
În planul vertical:
RV= ZFs = ZFd =1844.4 N; MV=0
În plan orizontal :
RH= XFd=XFs=1291.08 N; MH=0
În plan longitudinal :
Mt= M’F= 446713 Nmm
Verificare :
MiV=1844.4*170 =313548 Nmm
7.25 N/mm2
MIH =1291.08 *170 = 219483.6 Nmm
5.08 N/mm2
=7.85 N/mm2
=7.34 N/mm2
22.49 N/mm2
Regimul derapării
pentru partea stângă
ZRs=4871.5 N
YRs=3410 N
M’Ys= YRs* rd =9943,01*346 =1179877 Nmm
În planul vertical
Rv= ZRs=4871.5 N
MV=- M’Ys=-1179877 Nmm
În planul (H) și (T) nu acționează forțe și momente
pentru partea dreaptă
ZRD= 1487.48 N
YRd= 1041.99 N
M’Yd= YRd* rd = 1041.99* 346 = 360528 Nmm
În plan vertical
Rv = ZRd= 1041.99 N
MV=- M’Yd=-360528 Nmm
Verificare:
MiV = 1179877 – 4871.5*170 = 351722 Nmm
N/mm2
MiH = 0
Mt = 0
Miv = Mv + Rvs*l = 351722 + 4871.5*170 = 1179877 Nmm
N/mm2
Regimul trecerii peste obstacole
ZRs= ZRD= 25440 N
În plan vertical
Rv = ZRs=25440 N
În planele orizontal (H) și transversal (T) nu acționează nici o forță și nici un moment
Mvs= Mv + Rvs*l =25440*170= 4324800 N/mm
N/mm2
=200 N/mm2
CAP. 8. SUSPENSIA AUTOMOBILULUI
8. 1. Calculul și construcția suspensiei cu arcuri foi
Viteza de deplasare a automobilului pe drumuri cu suprafață neregulată este limitată în primul rând de calitățile suspensiei ce oferă confortabilitatea automobilului. La deplasarea automobilului, neregularitățile drumului produc oscilații ale roților care se transmit punților. Suspensia automobilului realizează legătura elastică cu amortizare între punțile automobiluluii și cadru sau caroserie, micșorând sarcinile dinamice și amortizând vibrațiile rezultate în urma acțiunii componenetelor verticale ale forțelor de interacțiune dintre roți și cale. Prin imprimarea caracterului dorit oscilațiilor, suspensia, alături de mecanismul de ghidare al punți, influențează maniabilitatea, manevrabilitatea și stabilitatea automobilului, elemente care împreună definesc ținuta de drum a automobilului.
Pentru asiguraresa unui confort corespunzător, parametri suspensiei trebuie să fie aleși ținându-se seama de anumite condiții stabilite la teoria suspensiei, și anume:
amplitudinea masei suspendate se reduce cu atât mai mult cu cât raportul dintre masa suspendată și cea nesusupendată este mai mare;
pulsația oscilațiilor proprii ale suspensiei este cu atât mai mică cu cât rigiditatea elementului elastic este mai mică, aceasta fiind limitată de creșterea săgeții statice la sarcini nominale.
rigiditatea suspensiei punții din față să fie mai mică decât cea a punții din spate în vederea anulării oscilațiilor de galop;
să prezinte rigiditate proporțională cu sarcina;
confortabilitatea maximă se poate obține combinând arcuri cu rigiditate proporțională cu sarcina cu amortizoare cu caracteristici neliniare.
8. 1.1. Caracteristica elastică a suspensiei
Caracteristica elastică a supensiei reprezintă dependența dintre forța verticală ce acționează asupra toții și deformația elementului elastic al suspensiei.
Fig. 8.1. Caracteristica elastică a suspensiei
Aria cuprinsă între cele două curbe – de comprimare și destindere – reprezintă, la scară, lucrul mecanic de histerezis pentru un ciclu complet, transformat prin frecare internă în căldură, ce se transmite mediului, ambiant. Se consideră drept caracteristică a supensiei curba medie reprezentată cu linie întreruptă.
Parametrii curbei caracteristice sunt:
săgeata statică fst, produsă de sarcina statică Gs, ce determină mărimea frecvenței oscilațiilor propri ale suspensiei:
Valorile recomandate ale săgeții statice și frecvențele proprii rezultate, pentru autoturisme, sunt prezentate în figura următoare, în care domeniul marcat cu 1 corespunde recomandărilor pentru puntea din față, iar cel notat cu 2 pentru puntea din spate.
Fig. 8. 2. Valorile săgeților statice recomandate pentru suspensia automobilului
săgețile dinamice fd1 și fd2, care sunt limitate de tampoanele elastice din cauciuc ale suspensiei. La săgețile egale cu f1 și f2, mecanismul de ghidare al punții, vine în contact, în planul de oscilație, cu limitatoarele elastice ale suspensiei.
Coeficientul dinamic Kd =Fmax / Gs – valorile recomandate sunt cuprinse între 1,7…1,8 pentru automobile obișnuite.
8. 1.2. Construcția suspensiei cu arcuri foi
Suspensia cu arcuri in foi doteaza autovehiculele cu punti rigide, destinate transportului de marfa.
Clasificarea suspensiilor automobilelor se face dupa tipul puntii si dupa caracteristica elementelor elastice.
Dupa tipul puntii, suspensiile se clasifica:
– suspensii cu roti dependente.
– suspensii cu roti independente.
Suspensia cu roti dependente se intalneste in cazul puntilor rigide iar suspensia cu roti independente, in cazul puntilor articulate la care fiecare roata este suspendata direct de cadru sau caroserie.
Suspensia dependenta (cazul autocamionetei proiectate, prevazuta cu punte rigida si suspensie cu arcuri in foi la partea din sopate) este caracterizata printr-o legatura rigida intre rotile din dreapta si din stanga, iar ridicarea sau coborarea unei roti, produsa de denivelarile caii de rulare, provoaca schimbarea pozitiei si pentru cealalta roata.
La suspensia independenta lipseste legatura directa dintre rotile automobilului iar schimbarea pozitiei unei roti nu influenteaza si cealalta roata.
Avantajele principale ale arcurilor lamelare sunt:
– indeplinesc singure functiile de element elastic al suspensiei, element de amortizare si dispozitiv de ghidare al puntii sau al rotii, complect sau numai partial (este dublat de o bara de reactie);
– are o constructei simpla si ieftina;
– se poate repara cu usurinta.
Ca dezavantaje se mentioneaza:
– masa proprie mare (este cel mai greu element elastic);
– durabilitate redusa (s-a demonstrat experimental ca rezistenta la oboseala a arcului din foi este de 4 ori mai mica decat a barei de torsiune echivalente; la automobilele obisnuite, exploatate in conditii bune, durata de functionare este de 100 – 150 mii de km).
In prezent arcurile in foi se folosesc la autocamioane si la autoutilitare.
Tipuri de arcuri in foi folosite in constructia suspensiei automobilului sunt prezentate in tabelul 1
Tabelul 1.Tipuri de arcuri in foi
Fig. 8. 3. Suspensia cu arcuri foi
8. 1.3. Elemente de calcul al arcurilor in foi
Relatiile pentru determinarea sarcinilor si a tensiunilor din arcurile cu foi sunt date in tabelul 2.
Calculul suspensiei cu arcuri in foi se rezuma la calculul la solicitarile dinamice si calculul la oboseala.
Calculul la solicitarile dinamice se face in regimul tractiunii si regimul franarii, arcul fiind solicitat la intindere si compresiune, respectiv, la incovoiere. Calculul la oboseala are ca scop durata functionarii arcului.
Tabelul 2.Calculul arcurilor cu foi
a. Regimul transmiterii fortelor de tractiune
– forte
Unde:
m – coeficient de schimbare dinamica a puntilor
kd = 2,3 – coeficientul dinamic adoptat in functie de viteza maxima de deplasare si de sageata arcului suspensiei
η= Fef/F – randamentul arcului defineste marimea frecarii dintre foi si implicit elasticitatea arcului
Sageata reala a arcului in foi se poate calcula cu relatia:
Pentru autovehiculul proiectat, autocamioneta destinata transportului de marfa, care se deplaseaza cu viteza maxima de 155 Km/h se adopta o sageata f = 120 mm
– reactiuni
efort unitar
– regimul tractiunii, partea stanga
b. Regimul franarii
– forte
– reactiuni
– efort unitar
– regimul franarii, partea stanga
c. Calculul la oboseală
Metoda de calcul consta in determinarea lucrului mecanic specific de deformatie al foilor de arc.
8. 2. Amortizoarele suspensiei
Amortizoarele folosite în suspensia automobilelor au rolul de a disipa rapid energia oscilațiilor verticale ale caroseriei și ale roților automobilului prin transformarea ei în energie calorică cedată mediului ambiant. Amortizoarele sunt montate în paralel cu elementele principale ale suspensiei și reprezintă un element de bază în asigurarea confortului și siguranței circulației. La automobilele moderne, cele mai utilizate amortizoare suntcele hidraulice telescopice al căror principiu de lucru este următorul: la deplasarea masei suspendate față de masa nesuspendată lichidul vâscos din corpul amortizorului este obligat să treacă prin prin orificii de secțiune mică. Astfel energia energia oscilațiilor se transformă în energie calorică. Forța de rezistență a amortizorului telescopic este dată de relația: F = CVi.
Coeficientul mediu de rezistență al amortizorului este
C = (Cc + Cd)/2.
8. 2. 1. Construcția amortizoarelor telescopice
Din punct de vedere constructiv, amortizoarele telescopice pot fi monotubulare și bitubulare. După modul de lucru amortizoarele pot reglabile, sau nereglabile. Amortizorul trebuie să îndeplinească următoarele ccondiții:
să asigure o amortizare corespunzătoare oscilațiilor caroseriei și roților automobilului;
să aibă o durată mare de funcționare;
greutatea și dimensiunile de gabarit să fie cât mai mici;
să se monteze ușor în suspensia automobilului;
să asigure stabilitate caracteristicii de amortizare în orice condiții de exploatare.
8. 2. 1. 1. Amortizorul telescopic monotubular nereglabil
În comparație cu cele bitubulare au, la diametre exterioare egale, un diametru al pistonului mai mare cu până la 50%, sunt mai ușoare cu 25%…30% și au o răcire mai bună.
În schimb amortizoarele monotubulare sunt mai sensibile la șocurile produse de neregularitățile căii de rulare. Camera de compensare este dispusă axial, în prelungirea cilindrului de lucru. Lichidul și gazul din camera de compensare pot fi separate între ele sau în contact direct. După presiunea gazului din camera de compernsare amortizoarele monotubulare se împart în două categorii: cu presiune joasă și cu presiune înaltă.
În figura următoare este prezentată construcția unui amortizor monotubular hidropneumatic.
Fig. 8.4. Construcția amortizorului monotubular hidropneumatic
În camera de compensare 1 se introduce azot la presiune a de 2,5 N/mm2. perna de aer este separată de lichid printr-un piston flotant 2. Compensarea necesară a volumului, datorită micșorării lui la cursa de comprimare, se obține prin comprimarea pernei elastice de gaz și deplasarea pistonului flotant în sus. La cursa de destindere volumul care se eliberează este ocupat de gazul din compartimentul 1 care se destinde și deplasează în jos pistonul flotant. La acest amortizor orificiile de trecere și supapele de descărcare sunt montate în pistonul 3. datorită elasticității camerei de compensare, amortizorul îndeplinește și rolul de elemnt elastic suplimentar al suspensiei.
Constructia amortizorului
Fig. 8.5. Componentele amortizorului
1. Capul inferior
2. Corpul pistonului de comprimare
3. Discurile pistonului de comprimare
4. Discul superior al pistonului de comprimare
5. Arcul pistonului de comprimare
6. Semisfera pistonului de comprimare
7. Discul rigid al pistonului de comprimare
8. Piulita supapei de destindere
8. Arcul supapei de destindere
10. Pistonul amortizatorului
11. Discul de fixare a supapei de destindere
12. Discurile pistonului de destindere
13. Segmentii pistonului
14. Saiba piulitei pistonului de destindere
15. Discul superior al pistonului de destindere
16. Discul supapei de comunicare
17. Arcul supapei de comunicare
18. Discul limitator
19. Rezervor
20. Tija
21. Cilindru
22. Tub rezervor
23. Bucsa de ghidare a tijei
24. Inel de etansare a rezervorului
25. Discul sistemului de etansare
26. Element de tansare
27.Garnitura inelului de siguranta
28. Inel de siguranta
29. Piulita rezervorului
30. Capul superior
31. Piulita de fixare a capului superior
32. Groiver
33. Discul pernei de fixare a amortizatorului
34.Perna
35.Bucsa
36. Tub
37. Element de amortizare a tijei
38. Bucsa de fixare a capului inferior cu cauciuc
8.2.1.2. Elemente de calcul al amortizoarelor telescopice
Caracteristica de amortizare la roata automobilului se determină în funcție de gradul de amortizare D. Domeniul necesar de amortizare pentru caroserie este cuprins în caracteristicile de amortizare corespunzătoare automobilului gol și cu sarcină utilă maximă determinate pe un grad de amortizare D = 0,25.
În acest caz coeficientul C de funcționare a amortizorului cu supapele de descărcare închise se determină cu relația:
unde:
m2’= masa suspendată a autoturismului gol
m2 = masa suspendată a autoturismului încărcat
Kg = rigiditatea suspensiei.
Domeniul necesar de amortizare pentru roată se calculează pentru gradele de amortizare parțială D1= 0,25 și D2 = 0,35. Se determină astfel coeficientul de funcționare al amortizorului pentru cazul cu supapeple de descărcare deschise cu relația:
Valorile recomandate pentru coeficienții de rezistență ai amortizorului conform CCA-Amortizoarele suspensiei- Tabelul 8.8.
Tabelul 8.8.
Forța de rezistență a amortizorului telescopic este dată de relația:
unde:
i = 2 pentru o caracteristică pătratică de amortizare (optimă);
C – coeficientul de rezistență al amortizorului;
V – viteza de deplasare relativă a pistonului; pentru limitarea forței de amortizare se prevăd supape de descărcare care se deschid la viteza critică Vcr = (0,2…0,4)m/s.
Atunci forța de rezistență a amortizorului pentru cazul montării sale pe puntea din față respectiv spate este:
Conform figurii următoare se notează :
i = l/l1=250/200 = 1,25
unghiul de înclinare al amortizorului față de verticală.
Se adoptă = 15
Fig. 8. 5. Soluție de montare a amortizorului
În urma acestor notații se obțin:
forța efectivă de amortizare:
viteza efectivă a pistonului amortizorului:
coeficientul efectiv de rezistență al amortizorului:
secțiunea minimă necesară Sap la suspensii fără arcuri în foi, pentru amortizoare monotubulare:
Raportul mediu dintre principalele dimernsiuni constructive ale amortizorului și diametrul pistonului sunt date în tabelul următor:
Dimensionarea orificiilor calibrate din piston se face pornind de la necesitatea de a se obține coeficientul efectiv de rezistență al amortizorului.
Ecuația lui Bernoulli pentru un punct al lichidului comprimat și un alt punct situat în jetul de curgere prin orificii este:
,
unde:
p presiunea lichidului;
v viteza de curgere prin orificii;
densitatea lichidului.
Debitul Q prin orificiile de trecere cu secțiune A, cu un coeficient de debit :
Q = AV =AefVap,
unde:
= 0,8…0,75 este
Aef aria efectivă a pistonului de lucru;
Vap viteza efectivă a pistonului.
Pentru cursa de comprimare Aef = Acil, iar pentru destindere Aef = Acil – At; At este aria tijei pistonului, Acil este aria cilindrului de lucru al amortizorului.
Se poate scrie în continuare relația:
pentru cursa de comprimare:
pentru cursa de destindere:
Verificarea dimensionării termice a amortizorului se face cu ajutorul bilanțului dintre lucrul mnecanic transformat în căldură de amortizor în unitatea de timp și unitatea de căldură transmisă mediului:
L – lucrul mecanic transformat în timpul t;
Vm – viteza medie a pistonului;
Fac, Fad – forțele de amortizare pe cursa de comprimare respectiv destindere;
Ar – suprafața de răcire efectivă a amortizorului;
D – diametrul exterior al aortizorului;
– coeficientul de schimb de căldură;
Tmax – temperatura maximă a suprafeței amortuzorului;
Te – temperatura mediului ambiant.
CAP. 9. PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICARE AL ARBORELUI PLANETAR
9. 1. Introducere
Procesul tehnologic de producție reprezintă totalitatea activităților dintr-o intreprindere desfășurate în mod organizat, având ca scop transformarea materialelor și semifabricatelor în produse finite. Aceste procese se pot referi la fabricarea sau la repararea unor piese, subansambluri, ansambluri, agregate, mașini sau instalații.
Partea principală a procesului de producție este reprezentată de procesul tehnologic, legat direct de modificarea formei geometrice, a dimensiunilor, a calității suprafeței sau de apariția unei legături reciproce determinate între anumite piese.
Procesul tehnologic se compune din:
operații;
faze;
treceri;
mânuiri;
mișcări; unele componente putând lipsi din această structură generală.
Procesul tehnologic, în funcție de natura acțiunilor lui poate fi:
de semifabricare;
de prelucrare mecanică;
de tratare termică;
de asamblare.
La alegerea procesului tehnologic optim se va ține seama de :
forma constructivă și dimensiunile piesei indicate în desenul de execuție sau în fișele tehnologice de reparații care determină operațiile necesare pentru prelucrarea piesei;
volumul producției care determină tipul producției;
precizia procedeului de prelucrare, de restabilire a formei și dimensiunilor suprafețelor uzate care determină adaosurile totale de prelucrare;
proprietățile materialului piesei: duritate, prelucrabilitate, sudabilitate, poziția tratamentului termic ce determină felul operațiunilor;
precizia de prelucrare a piesei în sensul realizării formelor geometrice exacte, a calității diferitelor suprafețe;
rugozitatea suprafețelor prelucrate determinând numărul și felul operațiilor;
dotarea tehnică a atelierului, secției;
economicitatea procedeului la volumul de producție.
9. 2. Etapele procesului tehnologic de fabricare
studiul desenului sau al prescripțiilor tehnice ale piesei și alegerea, pe baza unei analize tehnico-economice, a procesului de prelucrare a semifabricatului;
analiza posibilităților de realizare a preciziei dimensionale și apreciziei prescrise și restabilirea operațiilor deprelucrare finală;
stabilirea itinerarului tehnologic;
alegerea utilajelor pentru fiecare operație;
întocmirea schemelor de bazare și a schițelor de operații;
indicarea echipamentului tehnologic necesar executării fiecărei operații;
calculul adausurilor de prelucrare și a dimensiunilor intermediare;
calculul regimului optim de prelucrare;
calculul necesarului de forță de muncă, de utilaje de materiale și scule;
proiectarea a încă două trei variante de proces tehnologic;
alegerea variantei economice a procesuli tehnologic;
întocmirea documentației tehnice.
Etapele în întocmirea unui proces de fabricare a pieselor cer un voloum mare de muncă și calcule laborioase. Proiectul de față va încerca să evidențieze principalele aspecte în proiectarea procesului tehnologic de fabricare a arborelui planetar.
9. 3. Descrierea tehnică a piesei
Condiții tehnice:
abaterea maximă de la concentricitatea suprafeței cilindrice exterioare 0,5mm;
bătaia radială maximă a suprafeței exterioare cu caneluri 0,1mm;
Material:
oțeluri cu conținut mediu de carbon de tipul: 45C10, 35CN15x, 41MoC11x, STAS 791-79 suprapuse tratamentului de îmbunătățire.
După tratament duritatea materialului trebuie să fie de 380-440HB
Canelurile se durifică prin C.I.F., urmată de revenire, obținându-se 40-60HRC.
9. 4. Calculul adaosului de prelucrare și a dimensiunilor și a dimensiunilor intermediare pentru varianta aleasă
Pentru stabilirea diametrului barei laminate din care se vaexcecuta piesa se calculează adaosurile de prelucrare pentru suprasfața cu diametrul maxim.
pentru suprafața 35-0,013
pentru rectificare( operația anterioară este strunjirea într-o singură etapă):
2Ac min = 2Rzp + 2, unde:
Ac min este adaosul de prelucrare minim considerat pe o parte
Rzp este înălțimea neregularităților pe suprafață rezultater la faza precedentră;
p este adâncimea stratului superficial defect format la faza anterioară;
Sp – abaterile spațiale ale suprafeței de prelucrat rămase după prelucrarea precedentă ;
c este eroarea de așezare la faza de prelucrare considerată.
Se adoptă: Rzp = 25m, Sp = 0, c = c* lc, c = 1,3m/mm, lc =18mm,
p =23,4m, c = 80m – pentru așezarea în universal cu trei bacuri.
Se obține astfel un adaus de prelucrare de :
2Ac min = 215m.
Adaosul nominal pentru rectificare este:
2Ac nom = 2Ac min + Tp,
unde Tp este toleranța pentru strunjire în fucție de diametru (Tp = 170m).
Se obține 2Ac nom = 385m. Dimensiunea maximă a piesei după strunjire (înainte de rectificare) este:
dmax = d + 2Ac nom =29,987 + 0,385 = 30,377mm.
Se rotunjește dmax =30,4 mm. În acest caz operația de strunjire se va efectua la cota 30,4mm.
pentru strunjire ( operația precedentă este laminarea)
Se alege: Rzp = 150m pentru bare laminate
Sp =205m
c =0,12m/mm, lc = 18mm c =2,16m
c = 100m.
Adaosul minim pentru strunjire este 2Ac min = 1000m. Se alege abaterea inferioară Ai = 0,7 mm. Adaosul nominal pentru strunjire este 2Ac nom = 1,7mm.
Dimensiunea nominală a barei laminate este următoarea:
D nom = d max + 2Ac nom = 30,4 + 1,7 = 32,1
Se alege o bară laminată cu diametru standardizat:
D = 32mm 2Acnom = 2mm.
9. 5. Calculul regimului de așchiere:
Regimul de așchiere este factorul principal care determină valoarea normei de lucru și reprezintă totalitatea următorilor parametri:
adâncimea de așchiere
avansul
viteza de așchiere
În afara acestor elemente la fiecare procedeu se adaugă altele, specifice procedeelor respective. Adâncimea de așchiere reprezintă grosimea stratului de material, din adaosul de prelucrare, care se îndepărtează de pe suprafața piesei prelucrate la trecerea sculei așchietoare. Ea se notează cu t și se măsoară în milimetri.
Dacă adaosul de prelucrare A este mare , el se va îndepărta prin mai multe treceri ale sculei așchietoare. Dacă la fiecare trecere se îndepărtează aceeași grosime de material t, atunci numărul de treceri i, necesare îndepărtării întregului adaos de prelucrare este:
i=A/t treceri
Avansul s reprezintă mărimea deplasării pe care o execută piesa sau scula, în scopul îndepărtării unui nou strat de material de pe suprafața piesei. În cazul strunjirii avansul se poate exprima prin deplasarea pe care o capătă cuțitul în timpil în care piesa execută o rotație completă. (mm/rot).
La prelucrarea prin frezare avansul se execută continuu concomitent cu mișcarea principală de așchiere; din această cauză, mărimea deplasării se raportează la oturație a frezei (mm/rot), la un dinte al frezei (mm/dinte) sau la unitatea de timp (mm/min).
La rabotare mișcarea de avans se excută după fiecare cursă dublă, efectuată de sculă sau de piesă ca mișcare principală (mm/cursa dublă).
Viteza de așchiere este viteza relativă a tăiușului sculei față de piesă în timpul executării mișcării principale de așchiere. Ea senotează cu V și se exprimă în m/min.
Relația între viteza de așchiere și turația elementului care execută mișcarea este:
În această relație D reprezintă drumul parcurs la o rotație pe o traiectorie cu diametrul D. Frecvent, apare situația în care se recomandă o anumită viteză de așchiere și trebuie să se regleze mașina unealtă. Pentru aceasta, cunoscându-se diametrul D, se determină : n = 1000*V/D [rot/min]. În cazul strunjirii longitudinale viteza de așchiere poate fi exprimată cu relația:
Calculul regimului de așchiere pentru =30,4 mm
Pentru cazul adaosurilor simetrice, adâncimea de prelucrare este:
t = 2Ac nom/2 = 2 / 2 = 1mm
Se alege S = 0,5 mm/rot. Pentru S>0.25mm avem: Cv = 60,8; xy =0,25; yx =0,66; T = 60 min. pentru un cuțit din oțel rapid de secțiune dreptunghiulară 25×16; m = 0,25 – prelucrare cu răcire; HB = 210 pentru 41MoC9.
Coeficientul K1 depinde de secțiunea transversală a cuțitului:
,unde: q=25×16 – suprafața secțiunii transversale a cuțitului; = 0,08 pentru oțel .
Coeficientul K2 depinde de unghiul de atac:
,
unde: =45- unghi de atac pentru cuțit normal; = 0,6 pentru scule din oțel rapid. Efectuând înlocuirile în formula vitezei de așchiere se obține Va = 40,16 m/min.
Se calculează turația piesei: n = 1000*V/D = 361 rpm. Se alege n = 305 rpm pentru SN 400, valoarea inferioară și, se recalculează viteza de așchiere:
9. 6. Normarea tehnică
Norma de timp este formastă din :
timpi productivi;
timpi neproductivi.
Timpul de lucru productiv este timpul în care muncitorul acționează efectiv pentru realizarea lucrării respective.
Timpul de lucru neproductiv nu este strict necesar pentru efectuarea lucrării respective.
Timpul de lucru efectiv este format din:
timpul de pregătire – încheiere – Tpi;
timpul operativ – Top;
timpul de deservire la locul de muncă – Td.
Top – timpul consumat efectiv pentru prelucrarea materialului; Este alcătuit dun timpul de bază și timpul ajutător:
Top = tb + ta,
unde: tb – timpul consumat pentru modificarea prin prelucrare a materialului sau semifabricatelor; ta- consumat pentru acțiunile ajutătoare necesare efectuării lucrării în timpul de bază.
Td – timpul consumat de muncitor, pe întreaga durată a schimbului de lucru, pentru deservirea tehnică și organizarea locului de muncă.
Td = (tdt %+ tdo%),
unde: tdt – timpul de deservire tehnica; tdo – timpul de deservire organizatirica.
Timpul de lucru neproductiv este inclus în cadrul normei de timp prin timpul de întreruperi reglementate Tir.
Tir = ton + tto,
Unde: ton – timpul de odihnă și necesități firești; tto – timpul de întreruperi necesități de tehnologie și de organizarea producției.
Calculul normei de timp la strunjire de la 37 la 30
Top = tb + ta
ta = ta1 + ta2 + ta3*i + ta4, unde:
ta1 – timp ajutător pentru prinderea și desprinderea piesei prelucrate;
ta2 – timp ajutător pentru reglarea mașinii;
ta3 – timp ajutător pentru complexe de mânuiri legate de fază;
i – numărul de treceri;
ta4 – timp ajutător pentru măsurători de control.
Se adoptă: ta1 = 0,5 min; ta2 =0,1 min; ta3 = 0,55 min, ta4 = 0,22 min; i = 1;
Se obține ta = 1,37 min și Top = 2,09 min.
, unde:
Lp – lungimea de prelucrat;
L1 – lungimea de angakare a sculei ( 0,5…3 mm);
L2 – lungimea de ieșire a sculei (1…4 mm);
n – numărul de rotații pe minut;
s – avansul în mm/rot.
Se adoptă L1 = 2mm; L2 = 2mm; Lp = 106,5 mm. Se obține tb = 0,72 mm.
Se adoptă tdt = 2,5%; tdo =1% . Se obține Td = 0,022mm.
Se adoptă ton %=4%< și tto =0. Se obține ton = 0,0836 min și Tir= 0,083.
Se adoptă Tpi = 16 min Tu = Tpi + Top + Td + Tir = 18,19 18,20 min.
BIBLIOGRAFIE
Tabacu I. , Macarie T. , Stanca Ion, Dinamica Autovehiculelor, Indrumar Proiectare, Editura Universitatii din Pitesti, 1985;
Potincu Gh. – Dinamica Autovehiculelor, vol. 1 si 2, Editura Universitatii din Pitesti, 1997;
Macarie N. T. – Automobile. Dinamica, Editura Universitatii din Pitesti, 2003;
Untaru M. , Tabacu I. , Potincu Gh. , Dinamica Autovehiculelor pe Roti, Editura Didactica si Pedagogica Bucuresti, 1981;
Tabacu I. , Gh. Poțincu ș.a. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactica si Pedagogica Bucuresti, 1982;
Tabacu I. – Transmisii Mecanice pentru Autoturisme, Editura Tehnica Bucuresti, 1999;
Reviste de specialitate.
Tabacu, Șt., Tabacu, I., Macarie, T., Neagu, E. – Dinamica autovehiculelor, Editura Universității din Pitești, 2004;
Pandrea, M – Rezistenta materialelor, Editura Didactica si Pedagogica Bucuresti 2005;
Boroiu, A – Mecanica Auto, EDITURA UNIVERSITATII DIN PITESTI 2003;
Racota, R – Calculul si constructia motoarelor pentru automobile, EDITURA UNIVERSITATII DIN PITESTI 2004;
Untaru, M., Cîmpian, V., Ionescu, E., Seitz, N., Soare, I – Automobile, Editura Didactica si Pedagogica Bucuresti 1975
http://autoleonida.wikispaces.com/file/view/Ambreiajul.pdf
http://www.creeaza.com/tehnologie/tehnica-mecanica/PUNTEA-SPATE-Rolul-puntii-moto254.php
http://www.scrigroup.com/tehnologie/tehnica-mecanica/DIFERENTIALUL52865.php
http://www.creeaza.com/tehnologie/auto/Elemente-de-constructie-si-de-612.php
https://www.4tuning.ro/ghidul-soferului/tipurile-de-suspensii-de-pe-masinile-noastre-33264.html
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: Partea A. STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI [308851] (ID: 308851)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.