Proiectarea unu i automobil cu sarcina utilă 455 [kg], masa maximă autorizată 1620[kg], care se poate deplasa pe drum orizontal și rectiliniu cu… [608193]
UNIVERSITATEA “DUNAREA DE JOS” DIN GALATI
FACULTATEA DE INGINERIE
Specializarea
AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOM Ă
Autor: Bogdan Maz ăre
Indrumator: Mugurel Burciu
Galați, 2017
UNIVERSITATEA “DUNĂREA DE JOS” DIN GALAȚI
FACULTATEA DE INGINERIE
Specializarea
AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMĂ
Proiectarea unu i automobil cu sarcina utilă 455 [kg], masa maximă
autorizată 1620[kg], care se poate deplasa pe drum orizontal și rectiliniu cu
viteza maximă Vmax=193[km/ h] și care ar e destinația: auto turism .
Autor: Bogdan Mază re
Îndrumător: Mugurel Burciu
Galați, 2017
Cuprins
Cap.1. Studiul dinamic al automobilul ui…………………………….. ……… ……………………………..1
1.1 Studiul soluțiilor simila re și al tendințelor de dezvoltare……………………………………… ……..1
1.2.1 Dimensiunile geometrice …………………………………. …………………………………………………..4
1.2.2 Greutatea automobilului…….. ………………………………………………………………………………..4
1.3 Alegerea anvelopelor ………….. ………………………………………………………………………………….5
1.4 Studiul ergonomic al pos tului de conducere……………………………………………………. …………6
1.5 Definirea condițiilor de autopropulsare…………………………………………………….. …..6
1.5.1 Randamentul transmisiei……………………………………………………………….. …………………….7
1.5.2 Stabilirea valorii p antei maxime, la limita aderen ței………………………… …………………..7
1.5.3 Rezistența la rulare și la urcarea pantei………………………….. …………………………………… .7
1.6 Calculul de tracțiune……………………………………………………………… …….. …….8
1.6.1 Determinarea puterii maxime a motorului și a cuplului maxim ……… ……………………….8
1.6.2 Calculul analitic al caracteristicii exterioare………………………………….. ………………………9
1.6.3 D eterminarea cuplului maxim al motorului………………………………….. ………………………11
1.6.4 Stabilirea vitezei maxime pe panta…………………………………………….. ……………………….11
1.6.5 Alegerea tipul ui motorului……………………………………………………………. ……………………11
1.6.6 Determinarea rapoartelor de transmitere de valoare maximă respectiv minimă ale
transmisiei………………………………………………………… ………………………………………………………11
1.6.7 Determinarea num ărului de trepte pentru cutia de viteze și a mărimii rapoartelor de
transmitere ale acesteia………………………………….. …………………………………………………………..12
1.6.8 Caracteristica de tractiune si de putere a au tomobilului……………………………… ………….12
1.7 Determinarea performanțelor automobilului………………………. …………………………………14
1.7.1 Accelerația automobilului…………………………………….. …………………………………………….14
1.7.2 Determinarea timpului de demarare………………………………………………………………………15
1.7.3 Calculul spațiului de demaraj……………………………………. …………………………………………16
1.8 Determinarea performanț elor la frânare…………………………………………………….. …………..17
1.8.1 Determinarea reacțiunilor normale ale căii de rulare asupra roților……… …………………..17
1.8.2 Timpul și spațiul de frânare………………………………………………………………………………. ..19
1.9 Stabilitatea longitudinală și transversală a automobilului……………………………… ………….21
1.9.1 Stabilitatea la urcarea unei pante…………………………………………………………………………. .21
1.9.2 Stabilitatea la deplasarea rectilinie cu viteză mare pe drum orizontal………………………..21
1.9.3 Stabilitatea la deplasarea pe calea de rulare cu înclinare transversală sau în viraje……..22
1.9.4 Stabilitatea la deplasarea autovehiculului cu viteză constantă pe o cale de rulare
rectilinie cu înclinare laterală……………………………… ……………………………………………………….23
1.9.5 Stabilitatea la deplasarea autovehiculului cu viteză ridicată pe cale de rulare rectilinie
fără înclinare transversală, in cazul rotirii bruște a roților de directie ……………… ………………24
Cap. 2 Calculul motorului cu arder e internă al automobilului …………………. ………………..25
2.1 Calculul termic al motorului………………………………………………………………………… ………..25
2.2 Determinarea dimensiunilor principale ale mecanismului motor si a numă rului de cilindri
ai motorului…………………………………………………………….. ………………………………………………..27
2.3 Trasarea diagram ei indicate……………………………………………………………………… …………..27
2.4 Studiul cinematic și dinamic al mecanismului motor…………………………………….. …………29
2.5 Forțele și momentele mecanism ului motor……………………………………………………………….35
2.6 Dimensionarea și elemente de calcul pentru org anele mecanismului motor……. …………..41
Cap. 3 Construcția și calculul ambreiajului …. …………………. ……….. ……………………… …….59
3.1 Alegerea tipului constructiv……………………………………………………………………………. …….59
3.2 Stabilirea parametrilor principali de calcul………………………. ………………………………… …..63
3.3 Constructia si calculul discului de ambreiaj ………………………….. …………………………. ……64
3.4 Const ructia si calculul discului de presiune și al arcului diafragmă…………………………….66
3.5 Constructia si elemente de calcul ale arborelui ambreiajului…………………………………. ….68
Cap. 4 Calculul și construcția cutiei de v iteze………………… ………………………… ……………… 73
4.1 Alegerea tipului constructiv………………………………………………………………………………… …73
4.2 Organizarea cinematică a mecanismului reduct or………………………………………………….. …75
4.3 Dimensionarea angrenajelor cu roți dințate…………………………………………………………… …82
4.4 Calculul fortelor din angrenaje le cu roti dintate…. …….. ……………………………………………..87
4.5 Construcția arborilor și calculul reacțiunilor…………………………………………………………….88
Cap. 5 Model matematic bazat pe funcții tip Vibe de introducere a căldurii pe ntru
simularea proceselor termogazodinamice din cilindrii motoarelor cu ardere internă cu
piston ale automobil lor……………………… ……………. ……………………………………………………….91
5.1 Introducere……………… …………………………………………………………………………………………..91
5.2 Modelul matematic………………………………………………………………………………………….. …..91
5.3 Rezultate gr afice…………………………………………………………………………………………………..94
5.4 Programul de calcul………………………………………………………………………………………… ……98
Bibliografie……………………. ……………………………………………………………………………………101
Anexe ……….…………………….. …………………………………………………………………………..102
1
Proiect de diplom ă
1
Cap.1 Studiul dinamic al automobilului
1.1 Studiul soluțiilor similar și al tendintelor de dezvoltare
Pentru abordarea calculului dinamic al unui nou tip de autovehicul, ținând seama de
datele impuse, prin temă, care precizează anumite particularități legate de destinația și
performanțele acestuia, este nevoie, într -o primă etapă, să se caute un număr cât mai mare de
soluții constructive, deja existente, având caracteristici asemănătoare cu cele ale
autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de
autovehicule i nformații legate de organizarea generală, de modul de dispunere al motorului și
punți motoar e, de organizare a transmisiei.
Modele similare au fost extrase din baza de date AutoData. În tabelul 1.1 se prezintă,
pentru segmentul autoturismelor cu performanț e apropiate autoturismului studiat, principalii
parametrii constructivi și ai performanțelor pen tru un număr de 7 autovehicule .
Tabelul 1.1 . Dimensiuni constructive
Model
automobil Volkswage
n Polo Alfa
Romeo Seat Ibiza Kia Cee‟d Peugeout
206 Toyota
Auris Skoda
Fabia
Caroserie Hatchback Hatchback Hatchback Hatchback Hatchback Hatchback Hatchback
Număr uși 5 5 5 5 5 5 5
Număr
locuri 5 5 5 5 5 5 5
Cilindree [c
mc] 1422 1368 1422 1365 1398 1364 1422
Lungime
[mm] 3987 4060 4061 4310 3835 4495 3992
Lățime
[mm] 1698 1720 1693 1780 1652 1760 1732
Înălțime
[mm] 1488 1440 1445 1470 1428 1485 1467
Ampatame
nt 2469 2511 2469 2650 2442 2600 2470
Ecartament
față[mm] 1454 1549 1465 1536 1437 1525 1457
Ecartament
spate [mm] 1453 1557 1457 1544 1425 1515 1451
Putere
maximă [C
P/rpm] 105/3500 105/3700 105/3500 90/3500 68/4000 90/3800 105/3750
Tip motor 4L 4L 4L 4L 4L 4L 4L
Proiect de diplom ă
2
Cuplu
maxim
[Nm/rpm]
250/2500
230/3000
230/2500
220/1500
150/1750
205/2800
250/2500
Masa
proprie
[kg] 1139 1135 1086 11365 975 1460 1165
Pneuri 215/40
R17 195/55
R16 215/40
R17 195/65 R15 165/70R13 205/55
R16 185/60
R15
Viteza
maximă[k
m/h]
187
197
192
170
168
175
193
Consum
mediu [l/10
0km] 3.8 l. /100
km 4.5 l./100
km. 3.6 l./100
km. 4.3 l./100
km. 4 l./100
km. 4.1 L ./100
km. 3.5 l./100
km.
Pentru a avea o vedere de ansamblu a dimensiunilor gabaritice ale autoturismelor
prezentate mai sus, valorile din tabel au fost in dexate în Ex cel și s -au obținut urmatoarele
grafice :
Fig 1.1. Grafic comparativ în funcție de dimensiunile autovehiculelor
0500100015002000250030003500400045005000
Lungime [mm]
Lățime [mm]
Înălțime [mm]
Ampatament [mm]
Ecartament față
Proiect de diplom ă
3
Fig 1.2. Grafic comparativ în funcție de indicii de performanță
Un parametru important este reprezentat de raportul Pmax/Vmax , acesta refl ectă un
criteriu de perfecțiune al construcției de autovehicule prin exprimarea vitezei imprimate de
fiecare unitate de putere dezvoltată de motor.
Raportul ( Vmax/Ma ) dintre viteza maxim ă pe care o atinge autovehiculul și masa
totală autorizată dă indic i asupra performanțelor dinamice de viteză maximă ale
autoturismelor similare, arătând cu ce viteză este propulsat fiecare kg din masa automobilului.
Valorile variază între minim 0,04 [km/hkg] și maxim 0,055 [km/hkg].
Economicitatea și performanța motorulu i ce propulsează autovehiculul, este data de
raportul Cm/Pmax (consumul mediu de combustibil și puterea maximă a motorului). Acest
parametru reflectă cantitatea de combustibil consumată pentru producerea unei puteri unitare
pe un spațiu de 100 km. Creștere a performanței se exprimă prin reducerea valorii acestui
parametru, scoțând în evidență performanțele motoarelor utilizate.
Având în vedere că în studiu s -au luat în considerare doar modele Hatchback , un
parametru important este reprezentat de raportul P max/Ma (puterea maximă dezvoltată de
motorul autovehiculului și masa totala autorizata). Acest parametru indica gradul de
motorizare al autovehiculului.
Raportul ( Cm/Ma ) dintre consumul mediu de combustibil [litri/100 km] și masa totală
autorizată a aut ovehiculului. Acest parametru, cu semnificația unui indice de performanță al
construcției automobilului evaluează economicitatea funcționării autovehiculului și reprezintă
consumul de combustibil pentru deplasarea pe un spațiu de 100 km a fiecarui kg din m asa
autovehiculului. Valorile variază între minim 0,003 și maxim 0,006 [cl/kg ].
Se adoptă dimensiunile constructive ale unui autovehicul rutier realizat de
producătorul Skoda sub denumirea de Fabia III , caroseria este de tip hatchback . Acest
autovehicul s e poate deplasa cu viteza maximă de 193 km/h ( V max =193 km/h) pe drum
orizontal (uscat și betonat). Puterea dezvoltată fiind de 79 kW la 3600 rpm și un cuplul de 250
Nm constant pe plaja de turație 1350 -1550 rpm datorita injecției de tipul rampă comună.
Autovehiculul beneficiază de tracțiune pe puntea din fata și de o cutie cu 5 +1 rapoarte.
00.10.20.30.40.50.6
Vmax/Ma
Pmax/Ma
Cm/Pmax
Pmax/Vmax
Cm/Ma
Proiect de diplom ă
4
1.2.1. Dimensiuni geometrice
Cunoscând datele impuse prin tema de proiect, având în vedere soluțiile similare
analizate anterior cât și analiza făcută pentru aces te modele și urmărind tendințele actuale din
construcția de automobile am adoptat principalele dimensiuni geometrice și de masă pentru
un autoturism cu 5 locuri și viteza maximă pe drum orizo ntal betonat și uscat Vmax=193
km/h.
-lungimea totală – La = 3992 [mm]
-lățimea totală – l = 1732 [mm]
-inăltimea totală – H = 1467 [mm]
-ampatament – L= 2470 [mm]
-ecartament fata – Bf = 1457 [mm]
-ecartament spate – Bs = 1451 [mm]
1.2.2 Greutatea automobilului
Greutatea autovehiculelor este un parametru important la proiectare si reprezintă suma
greutății tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia precum si greutatea
încărcăturii.
În cazul automobilelor metoda recomandată pentru alegerea masei proprii constă în
adoptarea ei pe baza maselor propri i ale tipurilor similare, avându -se în vedere tendințele de
dezvoltare care vizează utilizarea unor solutii constructive și materiale cu mase proprii
reduse,astfel că se creează premisa reducerii maselor proprii reduse.
Astfel în urma studiului soluțiilor similare masa proprie a automobilului se adoptă:
(g=10 [m/s]) (1.1)
0
Greutatea totală este:
16200 [N]
Ga- greutatea totala autoturism; Qu -sarcina ut ila; G0-greutate proprie
Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate în planul vertical, ce trece
prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Pozitia centrului de masă se apreciază
prin coordonatele longitudinale a si b si înălt imea h g conform STAS 6926/2 -78.
Alegerea poziției centr ului de masă se poate face u tilizând valori medii din literatura
de specialitate . Se adoptă parametrul:
pentru autovehiculul gol, unde L este ampatamentul autovehiculului.
Proiect de diplom ă
5
Din relați a anterioară vor coordonatelor longitudinale:
Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a si b găsite se v -a determina greutatea punții
față cu următoarea relație:
(1.2)
(1.3)
Pe drum orizintal (α=0o):
=
= 8100 [N] (1.4)
Gf-greutate totala punte fata;
=
= 8100 [N] (1.5)
Gs-greutate totala punte spate;
Înălțimea h g se determină adoptând
= cc= (0,3…0,4) de unde va rezulta înalțimea
hg :
741 [mm]
cc=0.3
1.3 Alegerea anvelopelor
Roțile de automobil sunt alcătuite dintr -o jantă metalică, pe care se montează o
anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră c u aer comprimat. Rigiditatea
anvelopei este dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupra pneului și
deformația determinată de această creștere.
Funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu
folosind relațiile:
-pentru pneurile punții față:
=
4050 [N] (1.6)
-pentru pneurile punții spate:
=
= 4050 [N] (1.7)
Proiect de diplom ă
6
S-au adoptat anvelopele tip 185/60 R15 82 H cu următoarele caracteristici:
-diametrul exterior D 0=603 [mm]
-lățimea benzii de rulare 185 [mm]
-înalțimea flancului= 143.5 [mm]
-indicele de greut ate= 82 [N]
-indicele de viteza „H” (max 210 [km/h]).
Raza de rulare se poate determina in funcție de raza liberă:
280.39 [mm]; unde
1.4 Studiul erg onomic al postului de co nducere
Limitele de amplasare al e organelor de comanda manuala si dimensiunile principale
ale postului de conducere al conducatorului auto se ale g conform STAS12613 -88, astfel încât
acestea sa fie în permanentă in rază de actiune determinate de dimensiu nile antropometrice
ale conducatorului auto.
A) Unghiul de inclinare spre inapoi β =9 -33[°]
Β=25°;
B) Distanț a verticala de la punctual R la punctual călcâ iului Hz, Hz=(130…..250)mm
Hz=150mm;
C) Cursa orizontala a punctului R, Hx=(550…..1250)mm
Hx=600mm;
D) Diametrul volanului, D=(330….600)mm
D=400mm;
E) Unghiul de inclinare al volanului (10-70)[°]
Unghiul=35[°]
F) Distanta orizontală î ntre centrul volanului si punctual călcâ iului ,Wx(250……850)mm
Wx=300mm;
1.5 Definirea condițiilor de autopropulsare
Mișcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcția și sensul forțelor
active și a forțelor de rezistență ce acționează asupra acestuia.
Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculul dinamic de tracțiune împreună
cu care condiționează performanțele autoveh iculului.
Proiect de diplom ă
7
1.5.1 Randamentul transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului putere a dezvoltată de motor trebuie transmisă
roților motoare ale acestuia.
Transmisia fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de
frecare dintre orga nele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere din transmisie se apreciază
prin randamentul transmisiei t .
Experimentele efectuate au permis să se determine următoarele valori ale
randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei :
cutia de vite ze (CV) :
-CV = 0,97..0,99 (în treapta de priză directă ) ; CV = 0,92..0,94 ( în celelalte trepte )
tr = randamentul mecanic global al transmisiei se încadrează în (0,8…0,94);
Adopt:
1.5.2 S tabilirea valorii pantei maxime , la li mita aderenț ei
( )
( ) (1.8)
Rezultă:
( )
(1.9)
unde = 0.7 – coeficientul de aderență.
0.014
Unghiul maxim este stabilit din condiția de aderență. Rezultă că unghiul maxim
al pantei, care va putea fi abordat cu o anumită viteză în treapta 1 a CV este .
Se adoptă ( )
p = 25%
1.5.3 Rezistenț a la rulare și la urcare a pantei
Rezistenața la rulare ( R r ) este o forță cu acțiune 7ica7nent la rularea roților pe cale,
de sens opus sensului deplasări i autovehiculului. În calculele de proiectare dinamică a
autovehiculelor, rezistența la rulare este luată în considerare prin coef icientul rezistenței la
rulare.
Am adoptat coeficientul rezistenței la rulare , ca fiind:
Cu toate că rezistența la rulare a roților motoare este mai mare d ecât a roților libere,
datorită deformării tangențiale a pneului provocată de momentul motor la roată,
experimentele au condus la concluzia că influența este destul de 7ica astfel incât în calculele
obișnuite nu ia în considerație diferența dintre acestea :
226.8 [N] (1.10)
Proiect de diplom ă
8
Puterea necesară pentru învingerea rez istenț ei la rulare este:
= 12.16 [kW] (1.11)
Rezistența la urcar ea pantei
Rezistența la urcarea pantei de unghi α , se datorează componentei , care
reprezintă o forță rezistentă la urcarea pantei și o forță activă la coborâre :
Pentru un drum orizontal
Pentru un drum î n panta
4023.29 [N] (1.12)
Puterea la roțile motoare necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei este :
( )
= 53.37 [kW] (1.13)
Rezistența la rulare însumată cu rezistența la rularea pe un drum în pantă:
( ) ( ) [N] (1.14)
Puterea necesară pentru învingerea rezistenței la rularea pe un drum în pa ntă:
(1.15)
1.6 Calculul de tracțiune
Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului
și transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite anterior și în
condițiile precizate în capitolul precedent să fie capabil să realizeze performanțele prescrise în
tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune model e existente sau de perspectivă.
1.6.1 Determinarea puterii maxime și a cuplului maxim al motorului.
Funcție de condițiile de autopropulsare a autovehiculului , în ecuația de mișcare se
definesc mai multe forme particulare:
a) pornirea din loc cu accelerația maximă;
În acest caz ecuația general ă de mișcare capătă forma particular ă
( ) (1.16)
( ) 1.02 2.2= 2841.06 [N]
adoptăm: a1max= 2.2
b) deplasarea pe calea cu pan ta max cu viteza maximă
(1.17)
Ft,vmax= 4313.4 [N]
Proiect de diplom ă
9
c) deplasarea cu viteza maximă pe drum orizontal ;
(1.18)
= 1332.41 [N]
Din condiția deplasării pe drum orizontal, cu viteza maximă impusă, regim de viteză
constantă, fără rezervă de putere, rezultă puterea maximă necesară a motorului:
*
+
(1.19)
79.36 [kW]
Forța de tracțiune maximă
1332.41 [N]
X1= 143040.43
X2=
= -6941020.43 (1.20)
Derminarea puterii motorului la panta maximă considerată:
* ( )
( )
+
(1.21)
PM=63.58 [kW]
1.6.2. Calculul analitic al caracteristicii exterioare a motorului.
Caracteristica externă (P e, M e la sarcina totală) se obține utilizând relațiile:
( ) [ (
) (
)
(
)
] [kW] (1.22)
( ) [ (
) (
)
] [Nm] (1.23)
Coeficientul de elasticitate c e se determină cu relația:
(1.24)
Coeficienții α, β, γ se determina:
0.33
2.33
-1.66
Proiect de diplom ă
10
Iar coeficientul de adaptabilitate este :
Ca =
1.15 (1.25)
Caracteristica ex terioară (Pe, M e la sarcina totală) se obține utilizând relațiile:
( ) [ (
) (
)
(
)
] [kW] (1.26)
( ) ; ( ) 79.36 [kW]
( ) [ (
) (
)
] [ (
)
(
)
] ×
(1.27)
( ) [daNm]; ( ) 210.53 [daNm]
n =800 + pas turatie = 800+28=828 [rot/min]
Pas turatie= (3600 -800)/100= 28
Variaț ia consumului spec ific de com bustibil se determină cu relaț ia:
Ce (n)=cep [ (
) (
)
] (1.28)
unde cep[g/KWh] co nsum specific de combustibil la p utere maxima .
Valori le consumului specific de combustibil la regimul de pu tere maxima:
Ce (n)= 30.74[dag/kWh] la n=800 turatii;
Fig 1.3 Caracteristica exterioară 050100150200250300
Turatia[rot/min] Caracteristica exterioar ă
Moment [Nm]
Putere[kW]
Ce[dag/kWh]
Ch [kg/h]
Proiect de diplom ă
11
În graficul de mai (Caracteristica superioară) sus este reprezentată variaț ia puterii,
cuplei, consumului or ar si efectiv, la sarcină totală a motorului în conditțiile reglajelor optime .
Se poate observa că cuplul maxim este atins la turatia de 2500 rot/min și puterea maximă la
3600 rot/min.
1.6.3. Determinarea cuplului maxim
( ) [ (
) (
)
]
[ (
)
(
)
] (1.29)
( ) 254.8 [Nm]
Rezultă variația cuplului de turație, variație care permite stabilirea valorii maxime a
cuplului motor și turației corespunzătoare acestui regim.
Pe baza calcului caracteristicii exterioare rezultă regimurile de putere maximă
respectiv de cuplu maxim cât și coeficientul de elasticitate si adaptabilitate, valorile fiind
centralizate în următorul tabel:
Tabel 1.3 Rezultate pe baza caracteristicii exterioare :
nmin
[rot/min] nm
[rot/min] np
[rot/min] Pmax
[kw] Mmax
[Nm] Mp
[Nm] ce ca
800 2500 3600 79.42 255 202.8
1.6.4. Stabilirea vitezei maximă pe panta stabilită, la limita aderenței
Folosind valoarea puterii calculată pentru regimul de cuplu P M, rezultă viteza maximă
pe panta maximă stabilită de unghi α p, rezolvând ecuația de gradul 3:
(1.30)
rezultând V p= 47.76 [Km/h]
1.6.5. Alegerea tipului moto rului
Pe baza caracteristicii exterioare, a turațiilor specific a regimurilor de putere maximă
și de cuplu maxim, cât și a studiului modelelor similar se v -a preciza tipul de mot or. Tipul
motorului este motor cu aprindere prin comprimare (m.a.c.).
1.6.6 . Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisie
Funcționarea automobilului in condiții normale de exploatare are loc in regim
tranzitoriu, gama rezistențelor l a înaintare fiind foarte mare. În aceste condiții rezultă că la
roțile motoare ale autovehiculului, necesarul de forță de tractiune și de putere la roată sunt
caracteristici având in abscisa viteza de deplasare. Pentru a putea acoperi cu automobilul acest
câmp de caracteristici transmisia trebuie să permită acest lucru.
Proiect de diplom ă
12
Valoarea maximă a raportului de transmitere al transmisiei
Valoarea maximă posibilă a raportului de transmitere în treapta I a CV rezultă din
condiția de aderență:
5.55 (1.31)
4285.85 [N]
Valoarea min imă a raportului de transmitere al transmisiei
Raportul de transmitere i 0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul
conic, fie prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducere a turației cu fun cționare
permanentă montate în punte.
Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condițiile
de viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze.
(1.32)
1.97
1.6.7. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze și a mărimii
rapoartelor de transmitere ale transmisiei.
Numărul de trepte din CV este :
(
) (
)⁄ (
) (
)⁄ (1.33)
Ținând cont de tipul ș i destinația autovehiculului, funcționarea economică a
automobilului presupune ca la astfel de regimuri de deplasare, motorul să funcționeze în zone
cu consum favorabil, respectiv la turația medie economică, se recoma ndă introducerea
ultimei trepte în cutia de viteze a unei trepte econome , calculată cu relația:
1.97 (1.34)
120.62 [km/h] (1.35)
Raportul de transmitere al transmisiei principale:
(1.36)
1.6.8 Caracteristica de tracțiune și de putere a automobilului
Factorul dinamic, în treapta „k‟ este:
(1.37)
Proiect de diplom ă
13
unde δ k reprezintă coeficientul influienței maselor în rotație
Se calculeaza δ k pentru fiecare treapta de viteza:
, unde
, iar
(1.38)
Se va determina pentru fiecare treaptă precizat. Se va considera pentru fiecare
treaptă din CV, urmatorul interval d e viteze și este reprezentat tabelar în Anexa 1 .
Se va reprezenta puterea la roțile motoare , ( ), cât și puterea rezistentă la
drum orizontal ( ) folosind relațiile:
(1.39)
A=
1.43; k=0.27
(
)
[kW]; 65.25 [kW] (1.40)
Folosind intervalele de viteză precizate pentru fiecare treaptă de viteză a CV, rezultă
următorul grafic:
Fig. 1.4 Forța de tracțiune
Conform graficului se poate observa valori ridicare ale fortei de tractiune in trepte le
inferioare, în cazul de mai sus la forța aproximativă de 4300[N] se obți ne in treapt a întai la o
viteză aproximativă de 50[km/h]. Forța de rezistență și forța de tracțiune din ultima treap tă se
intersectează î n dreptul vitezei maxime de 193 km/h.
Maximul forței de tracțiune pentru fiecare treaptă se datorează cuplulu i motor Mmax
si corespunde funcționă rii motorului la regimul de cuplu ma xim pe caracteristica exterioară . 050010001500200025003000350040004500
0 50 100 150 200 250Ft[N]
V[km/h] Forța de trac țiune
Ft1
Ft2
Ft3
Proiect de diplom ă
14
Fig 1.5 Caracter istica puterilor
Conform graficului se pot afirma urmatoarele:
În fiecare treaptă de viteze, valoarea maximă a puterii la roți este acceași și se
datorează puteri i maxime a motorului . Puterea rezistentă la drum orizontal si puterea la roți se
intersectează în dreptul vitezei maxime de 193 km/h. Pentru fiecare treaptă de viteze,
diferența dintre puterea la roti ș i puterea rez istentă la drum orizontal, reprezită rezerva d e
putere care poate fi utilizată pentru demarajul pe drum orizontal. Se obsevă ca aceas tă de
putere , la acceeasi viteza, se mă reste la trecerea catre treptele inferioare, caz in care motorul
va functiona la turaț ii ridicate.
1.7 Determinarea performanțelor automobilului
1.7.1 Accelerați a automobilului
Din expresia factorului dinamic rezultă accelerația pentru fiecare treaptă a CV :
(
) ( )
⁄ (1.41)
De obicei se studiază performanțele automobilului pentru drum orizontal, caz în care
și rezultă:
( )
(1.42)
Factorului dinamic la limita de aderență care este:
(
) ⁄ (1.43) 01020304050607080
0 50 100 150 200 250Puterea [kW]
V[km/h] Caracteristica puterilor
Pr1
Pr2
Pr3
Pr4
Pr5
P rez oriz
Proiect de diplom ă
15
unde
( ) (1.44)
Accelerația la limita aderenței: ( )
(1.45)
Va rezulta graficul caracteristicii accelerațiilor pe ste care s -a suprapus și accelerația la
limita aderenței:
Fig 1.6 Caracteristica accelerațiilor
Conform graficului de mai sus pot fi precizate, la viteza maximă de 193 km/h
accelerația este nulă . Valori ridicate ale acceleraț iei se disting in treptele inferioare iar
valoarea maximă a accelerației din fiecare treaptă de viteze se datorează cuplului maxim de
pe caracteristica exterioară a motorului. Accelerația la limita aderenț ei (2.7 m/s) pentru
demarare este superioară accelerației realizate in trea pta I de catre automobile, încat nu există
pericolul patinari i pneurilor .
1.7.2. De terminarea timpului de demarare
Timpul de demarare reprezintă timpul necesar de creștere a vitezei automobilului între
viteza minimă în treapta întâi a cutiei de viteze și viteza maximă de deplasare în ultima
treaptă, în ipoteza că motorul funcționează pe caracteristica externă și că schimbarea treptelor
se face instantaneu.
Pentru a se determina timpul de demarare de la pornirea de pe loc până la V max , se
construiește diag rama inversului accelerației pentru toate treptele de viteză considerându -se că
trecerea de la o treaptă la alta se face fără întreruperile necesare schimbării treptelor CV. 00.511.522.53
0 50 100 150 200a[m/s2]
V[km/h] Caracteristica accelera țiilor
a tr1
a tr2
a tr3
a tr4
a tr 5
a lim ad tr1
Proiect de diplom ă
16
Fig. 1.7 Timpul de demarare
În graficul de mai sus este prezentat timpului de d emaraj pentru automobilul cu
masa maxima autorizata de 1620kg. Calculul timpului d e demaraj s -a efectuat considerând că
automobilul s -a deplasat de la pornirea de pe loc până la viteza de 193 km/h , trecâ nd prin
toate treptele de viteză . Se obsevă că pen tru atigerea vitezei de rulare de 100 km/h sunt
necesare 17 s, iar pentru atingerea vitezei maxime 98 s.
1.7.3 . Calculul spațiului de demaraj
Prin spațiul de demaraj se întelege distanța parcursă de automobil în timpul
demarajului până la viteza dorită.
Pentru calculul spațiului de demaraj se folosește relația de definiție a vitezei:
de unde se deduce expresia spațiului elementar:
Fig 1.8 Spațiul de demarare 020406080100120
0 50 100 150 200Timp[s]
V[km/h] Timp demarare
Timp demarare
050010001500200025003000350040004500
0 50 100 150 200Spatiu[m]
V[km/h] Spațiul demarare
Spatiul…
Proiect de diplom ă
17
În graficul de mai sus este reprezentat spațiul de demaraj pentru automobil ul, din
proiect, cu masa maximă autorizată de 1620kg. Calculul spațiului de dem araj s -a efectuat
considerand că automobilul s -a deplasat la de la pornirea de pe loc pana la viteza de 193
km/h trecâ nd prin toate treptele de viteza. Se obsevă că pentru ati gerea vitezei de rulare de
100 km/h este necesar un spatiu de 260 m, iar pentru atingerea vitezei maxime este necesar un
spatiu de 4098 m.
1.8 Cal culul performanț elor la franare
1.8.1. Determinarea reacțiunilor normale ale căii de rulare asupra roților
Reacțiunile normale ale căii sunt normale la suprafața de contact. Reacțiunile normale
din planul longitudinal sunt egale și de sens contrar sarcinilor pe punțile vehiculului, iar cele
din planul transversal vor avea valori egale sau diferite între roțile din stânga și d in dreapta ale
aceleeași punți.
Recțiunile normale ale căii de rulare pentru vehicul în repaus sunt:
– pe drum orizontal:
(1.46)
– pe drum în pantă:
=6638.07 [N] (1.47)
] (1.48)
În regim de mișcare, scriind momentele față de punctele de contact ale pneurilor cu
calea, se pune în evidență influența accelerației asupra modificărilo r de sarcină pe cele doua
punți :
(
) (1.49)
(
) (1.50)
Proiect de diplom ă
18
Fig. 1.9 Reacțiuni față
Fig. 1.10 Reacțiuni spate
Ținând cont că la demarare, la puntea motoare se manifestă forța de tracț iune maximă
care este limitată de forța de aderență, sarcinile pe punți la demarare, în funcție de puntea
motoare față:
-reacțiuni normale la demaraj pe drum orizontal:
( )
[N] (1.51)
( )
N] (1.52)
-reacțiuni norm ale la demaraj pe drum în pantă : 68007000720074007600780080008200
0 50 100 150 200 250 300 350Reactiune fata [N]
V[km/h] Reactiuni fata
Zf tr1
Zf tr3
Zf tr5
Zf tr2
Zf tr4
8200840086008800900092009400
0 50 100 150 200 250 300Reactiune spate [N]
V[km/h] Reac țiuni spate
Zs tr1
Zs tr3
Zs tr5
Zs tr2
Zs tr4
Proiect de diplom ă
19
( )
N] (1.53)
[N] (1.54)
1.8.2. Timpul și spațiul de frânare
La frâ nare, momentul de frâ nare produce un mom ent de frânare la fiecare roată , de
sens contrar sensului de dep lasare .
Forța de frânare la limita de aderență fără blocare pe roțile din față:
*
(
)
+ (1.55)
Forța de franare la limita de aderență fără blocare pe roțile din spate:
*
(
)
+ (1.56)
Timpul de frânare
Reprezintă perioada de frânare intensă cuprisă între momentul în care forța de frânare
a atins intensitatea im pusă de conducatorul auto și momentul în care vitez a s-a redus la
valoarea dorită sau autovehiculul s -a oprit .
– în cazul frâ narii cu toate rot ile fără blocarea lor.
Tf min = ( )
( ) (1.57)
Timpul total de oprire :
Spațiul de frânare
Reprezintă distanța parcursă in timpul fr ânării cu intensitate maximă, câ nd viteza
autovehiculului s -a micșorat de la V al la V a2.
Dintre para metrii capacitații de frânare, spațiul minim de frânare determină in modul
cel mai direct calitațile de frânare si siguranța circulației.
În cazul franari pe drum orizontal:
(1.58)
Rezultă graficele pentru variația timpului minim de frânare si pentru spațiului minim
de frânare în funcție de viteză , considerând aut omobilul incărcat cu masa maxim ă autorizată
de 1620 kg .:
Proiect de diplom ă
20
Fig. 1.11 Timpul minim de frânare
Fig. 1.12 Spațiul minim de frânare
În urma graficelor se obsevă că timpul de frânare la 100 km/h est e de 3.9 s, iar la
viteza maximă de 193 km/h este de 7.6s iar spațiul de frânare la 100 km/ h este 52m, iar la
viteza maximă este de 202 m.
Calculul s -a realizat in Excel si este reprezentat tabelar in anexa 2.
0123456789
0 50 100 150 200 250timp[s]
V[km/h] Timpul minim de franare
timpul de franare
050100150200250
0 50 100 150 200 250spatiul[m]
V[km/h] Spatiul minim de franare
spatiul de franare
Proiect de diplom ă
21
1.9. Stabilitatea longitudinală si tran versală a autovehiculului
Stabilitatea autovehiculului cu roți se referă la stabilitatea la alunecare si răsturnarea
longitudinală, stabilitatea la derapare si la răsturnare transversală, stabilitatea la deplasare în
curbe și răsturnarea longitudinală, stabilitatea la deplasarea în curbe și stabilitate transversală
la deraparea rectilinie.
Stabilitatea unui autovehicul reprezintă capacitatea acestuia de a se opune alunecării,
derapării, patinării și răsturnării in timpul deplasării.
1.9.1. Stabilitatea la urcarea unei pante
Condiția de stabilitat e longitudinala la răsturnare la urcarea pantei este:
(
) ( )
orizontală care asigură stabilitatea la rasturnare: a,b,hg – coordonatele cunoscute ale
autovehiculului.
Condiția de stabilitate longitudinală la alunecare a autovehiculului către piciorul pantei
în cazul punții motoare față este:
(
) ( )
; aderentă a caii de rulare.
1.9.2 Stabilitatea la deplasarea rectilinie cu viteză mare pe drum orizontal
Este posibilă pierderea stabilității long itudinale datorită acțiunii forței de rezistență
frontală a aerului si a forței portante. Condiția de stabilitate longitudinală la răsturnare in acest
caz este:
√
[km/h] (1.61)
Va-viteza de deplasare a autovehiculului [km/h]; ha-înaltimea metacentrului față de calea de
rulare;
( ) A= aria
sectiuni trasversale a autovehiculului; k-coeficient aerodinamic front al.
Proiect de diplom ă
22
1.9.3. Stabilitatea la deplasarea pe calea de rulare cu înclinare tranversală sau in
viraje
În acest caz, se poate pierde st abilitatea prin alunecare sau ră sturnare tansversală .
Condițiile de stabilitate trasversală la răsturnarea in cazul deplasar ii în viraje cu viteză
constantă pe traiectorie de rază constantă sunt:
– pentru calea de ru lare cu inclinare trasversala:
Var,lim=3.6 √( ( ) ( ) (1.62)
– pentru calea de rulare orizontală :
Var,lim= 3.6√ ( ) ( ) (1.63)
R- raza medie a traiectoriei autovehiculului ; B-ecartamentul m ediu al rotilor autovehiculului ;
( )
Condiț iile de stabilitat e transversa l la derapare in aceleasi condiți de deplasare ale
autovehiculului sunt:
– pentru calea de rulare cu înclinare trasversală :
Vad,lim=3.6 √ (( ( ) ( )) (1.64)
– pentru calea de rulare oriz ontala :
Vad,lim=3.6 √ (1.65)
directive transversal dintre roț i si calea de rulare, =0.8
Proiect de diplom ă
23
Fig. 1.13 Viteza limită la derapare funcție de unghiul transvers al
Conform graficului l a un unghi trasversal de 5 si o rază de viraj de 132 m viteza
limită la derapare a autov ehiculului este de 100 [km/h].
1.9.4. Stabilitatea la deplasarea aut ovehiculului cu viteză constant ă pe o cale de
rulare rectilinie cu înclina re laterală β
Condiția de stabilitate transversală la răsturnare:
(1.66)
Condiția de stabilitate transversală la derapare impune unghiul limita pentru derapare:
q ( ) ( )
\
020406080100120140160180200
0 50 100 150 200 250 300Viteza [km/h]
Raza de viraj [m] Viteza limita la derapare func ție de unghiul
transversal
0
3
5
10
15
Proiect de diplom ă
24
1.9.5 Stabilitatea la deplasarea autove hiculului cu viteză ridicată pe cale de
rulare rectilinie fără î nclinare transversal ă, in caz ul rotiri i bruște a roților de directie
Viteza unghiulara(
) limita de bracare a rotilor de directive este:
– pentru evitarea rasturnari :
Vr, lim (
)
(1.68)
– pentru evitarea deraparii:
Vd, lim
)
(1.69)
La o viteza de 20 km/h viteza unghiulară limită de bracare la rasturnare este de 3.53 și
crește odata c u creș terea vitezei de deplasare, la viteza maximă de 193 km/h îi corespunde
viteza unghiulară de 0.366 (aproximativ de 10 ori mai mult ).
La o viteza de 20 km/h viteza unghiulară limita de br acare la derapare este de 2.016 și
crește odata cu creș terea vite zei de deplasare, la viteza max imă de 193 km/h îi corespunde
viteza unghiulară de 0.208 (aproximativ de 10 ori mai mult ).
Proiect de diplom ă
25
Cap 2. Calculul motorului cu ardere internă al automobilului
2.1 Calculul termic al motorulu i
2.1.1 Calculul admisiei
Parametrii de stare ai fluidului motor la sfârșitul admisiei sunt presiunea p a și temperatura
Ta. Pentru motorul care se proiectează , motor cu aprindere prin comprimare supraalimentat,
valorile recomandate pentru acești parametri, la motoarele î n patru timpi, sunt:
pa=(0.90…0. 97)p k; Ta=320…350 K
unde po=1 bar este presiunea atmosferică, unde p k este presiunea la ieșirea din agregatul de
supraalimentare. În funcție de tipul supraalimentarii, presiunea la ieșirea din agregat este:
pk = (1.5…2 .2)p o – supraalimentare medie;
După motorul care se proiectează presiunea la ieșirea din agregat se adoptă :
pk = 2 bari
Parametrii de stare ai fluidului motor la sfârșitul admisiei sunt:
pa = 1.5pk; pa=1
2 =2 bar
Ta=330 K
2.1.2 Calc ulul comprimării
Presiunea p c și temperatura Tc la sfârșitul comprimarii se calculează, aproximând
comprimarea ca evoluție politropică cu exponent politropic constant n c =1.37.
1-na cn
a cc cT=T ; p=p (2.1)
Valorile exponentului politropic mediu n c depind de schimbul de căldură dintre fluidul
motor și pereții cilindrului. Motoarele răcite cu lichid au un regim termic mai redus decât cele
răcite cu aer, și ca urm are, au valori mai mici pentru n c.
Pentru mototrul care se proiecteaza, motor cu aprindere prin comprimare supraalimentat ,
valoarea exponentului politropic mediu se adopta n c =1.37
După calculul presiunii și temperaturii la sfârșitul compresiei, valorile acestora se
compară cu valoril e limită date.
Presiunea p c și temperatura T c la sfârșitul comprimarii au urmatoarele valori:
; p=pn
a cc
pc =2
16.21.37 =90.8 bar
;-1n
a ccT=T
Tc =330
16.21.37-1 =924.77 K
2.1.3 Calculul arderii
Presiunea maximă teoretică p y „și temperature maximă T y‟ de ardere se determină cu relațiile:
/ T =T ;p =p=p cz y cz y y (2.2)
unde: ρ=V y‟/Vceste gradul de destindere preliminară care pe ntru arderea mixtă (m.a.c.)
ρ=1.2…1. 7;
μ este coeficientul total efectiv de variație molară, c are variază între limitele: μ=1.01… 1. 06;
λz= py/pc este saltul de presiu ne pentru care se dau valor ile: λz=1.6…2. 5.
Pentru motorul care se proiecteaza, se adoptă :
ρ=1.5; μ=1. 01; λz=1.6
Presiunea maximă teoretică p y‟ și temperature maximă T y‟ de ardere au valorile:
bar 3.1458.906.1 =py
K / =T y 48. 219701.1 924.776.15.1
Proiect de diplom ă
26
2.1.4 Calculul destinderii
Destinder ea este evaluată printr -o evoluție politropică, cu exponent politropic n d constant.
Relațiile de calcul pentru presiunea și temperatura la sfârșitul cu rsei de destindere sunt pentru
ardere a mixtă:
1-my bm
y bd d / T=T ; / p=p (2.3)
în care δ=ε/ρ este gradul de destindere ulterioară.
Gradul de destinder e ulterioară are valoarea: δ= 16.2/1.5= 10.8
Pentru morotul care se proiectează , motor cu ardere prin comprimare, supraalimentat,
valoarea exponen tului politropic mediu se adopta n d=1.37
Presiunea p c si temperature T c la sfârș itul compri mării au urmatoarele valori:
37,18.103.145 / =pb
= 5.57 Bar
137,18.1048. 2197
/ =T b
= 911.08 K
2.1.5 Parametrii caracteristici ai ciclului de funcționare
Presiunea indicată p i, în bar, corespunză toare diagramei indicate de presiune înaltă, se
calculează cu relația:
– pentru ciclul mixt rotunjit, fig.2.1 :
1-n
c1-n
dz
zc d
ic d1-11-n1-1-11-n+1)-(1-p =p (2.4)
Unde η d este coeficien tul de rotunjire al diagramei indicate și care, pentru motoarele în
patru timpi, are urmatoarea valoare: ηd= 0.94.
Fig.2.1 Diagrama ciclului mixt rotunjit
Randamentul mecanic η m pentru motorul care se proiecteaza are urmatoarea valoare :
ηm=0.8;
)137.1( )137.1(2.1611137,11
8.1011137.15.16.115.16.112.168.9092.0p – –+)-(-=i
(2.5)
pi = 27.6 bar
Presiunea efectivă p e, în bar, se calculează cu formula:
pe
= ηm
pi (2.6)
bar 08.226.278.0 =pe
Proiect de diplom ă
27
2.2 Determinarea dimensiunilor principale ale mecanismului motor si a numarului
de cilindri ai motorului
Dimensiunile fundamentale ale unui motor sunt diametrul (alezajul) cilindrului D și cursa
pistonului S. Din relațiile:
(2.7)
D =
mm 771,13 3600π 22.08479 1200 1001/3
mm 857.84 771.1S =
S4Dπ10=]dm[ V ;300τniVp= [kW] P2
6- 3
ss e
e
(2.8)
0.395 85477π10=]dm[ V 78.68;4 3003 3600 0.395 22.08= [kW] P2
6- 3
s e (2.9)
unde: n – turația în rot/min, i – numărul de cilindri, η -numărul de timpi, S si D în mm, rezultă că
dimensiunile fundamentale.
Raportul cursă pe diametru Ψ=S/D reprezintă un criteriu de similitudine geometrică care
are un rol determinant constructive și funcțional pentru motor. Astfel, pentru m.a.c. de
automobile Ψ=1. 1.
2.3. Trasarea diagramei indicate
În cadrul proiectului de dinamica m.a.i., reprezentarea diagramei indicate este în general
facultativă. Pentru trasarea diagramei indicate se adoptă scări convenabile pentru axa volumelor
și pentru axa presiunilor, în funcție de unitățile de masură utilizate, cm3 sau dm3 pentru volum și
bar pentru presiune .
D= S;nipP 1200 100=D
ee1/3
Proiect de diplom ă
28
Fig. 2.2 Diagrama indicată deschisă
Fig. 2.3 Diagrama indicată inchisă
Cunoscând raportul de comprimare ε, se calculează volumul minim Vc=Vs/ ( ε-1) și
volumul maxim Va=Vc+Vs.
Vs =
10-6 ×(3.14× )×8.5= 158.255 cm3
Vc = 158.255/(16.2 -1) = 10.41 [cm3]
Va= 10.41 + 158.255 = 168.655 [cm3]
050100150200250
0
30
60
90
120
150
180
210
240
270
300
330
360
390
420
450
480
510
540
570
600
630
660
690
720Presiune [bar]
α[rac] Diagrama indicat ă deschis ă p(α)
Presiune[bar]
050100150200250
0 100 200 300 400 500Presiune [bar]
Volum cilindru [cmc] Diagrama indicat ă inchis ă p(V)
Presiune[bar]
Proiect de diplom ă
29
Evoluția procesului de comprimare se trasează prin puncte utilizând relația politropei respective:
)V/ V(p=pn
x a a cxc (2.10)
în care prin indicele x s -a specificat punctul curent. Apoi se reprezintă presiunile p y si p y‟
rezultând arderea izocoră și respectiv arderea izobară. Evoluția procesului de destinde re se
trasează în mod analog cu evoluția procesului d e comprimare, utilizându -se acum p dx, pb și n d. Se
pot reprezenta și izobarele corespunzatoare admisiei și evacuării prin punctele p=p a și p=p b
2.4 Studiul cinematic si dinamic al mecanismului motor ului
2.4.1 Adoptarea tipului de mecanism motor
În funcție de destinația și puterea motorului se adoptă tipul de mecanism motor: cu pist on
portant, fi g.2.4
Fig.2.4 . Mecanism motor cu piston portant: 1-manivela; 2-biela; 3-piston
Fig.2.5 Configurația mecan ismului manivelă -piston normal și axat
Pentru calculele cinematice și dinamice se consideră ca mecanismele motoare sunt de tip
normal și axat deoarece erorile sunt în general mici.
Proiect de diplom ă
30
Configurația mecanismului manivelă -piston normal și axat ce va fi analiza t în calculele
ulterioare, fie că mecanismul este cu piston portant. Mărimile geometrice sunt: r -lungimea
manivelei OA; l -lungimea bielei AB; S -cursa pistonului, materializată ca distanța dintre cele
două puncte moarte PMI (punct mort interior) și PME (pun ct mort exterior). Mărimile
cinematice de bază sunt: ω – viteza unghiulară a manivelei și α -unghiul de mișcare (de poziție) la
manivelă. Atât viteza unghiulară cât și unghiul de mișcare sunt parcurse în sens direct
trigonometric. Mecanismului manivelă -pisto n îi este ata șat un sistem de referință xyz.
2.4.2 Coeficientul de compactitate al motorului
Coeficientul de compactitate al motorului λ este dat de relația:
Coeficientul λ este un parametru constructiv important. Prin măr irea lui λ se micșorează
gabaritul și greutatea motorului; totodată crește presiunea pe peretele cilindrului mărindu -se
uzura. De asemenea, se complică construcția elementelor mecanismului manivelă -piston.
Raportul λ influențează semnificativ cinematica și dinamica mecanismului motor.
2.4.3 Calculul lungimilor elementelor mecanismului
– lungimea manivelei, r:
2S=r
– lungimea bielei, l:
[mm] r/λ=l
Este recomandabil ca lungimea bielei să fie un număr înt reg sau cu cel mult o zecimală.
Utilizând relația (2 .13) se obține de obicei l cu mai mult de o zecimală. În acest caz se rotunjește
valoarea lui l la prima valoare întreagă sau cu o zecimală l rot și se recalculează valoarea lui λ:
lr= (2.11)
[mm]5.42 85 /2=r (2.12 )
[mm] 5.12733.05.42 =l
(2.13 )
33.05.1275.42 =rec (2.14 )
Proiect de diplom ă
31
2.4.4 Cinematica manivelei
Manivela mecanismului motor , fig.2.6, execută o mișcare de rotație cu viteza unghiulară
constantă ω, ce se calcul ează cu formula:
Fig.2.6 Mărimile cinematice ale manivelei
(2.15)
Unghiul de poziție al manivelei, α, se calculează cu relația:
(2.16)
Accelerația normală
aAn a punctului A se determină cu formula:
în care
r , vectorul de poziție al punctului A, și vectorul
au expresi ile:
unde
i ,
j și
k sunt versorii axelor Ox, Oy și Oz .
Acceleratia norma l punct A are valoarea :
]s[m/ 6253.6 44 0.001 376.9=a2 2 n
A (2.19)
2.4.5 Cinematica pistonului
Analiza cinematică a pistonului impune cunoașterea modului de variație a vectorului de
poziție, deplasării, vitezei și accelerației acestuia.
2.4.6 Vectorul de poziție și deplasarea pistonului
Aplicând metoda conturului pentru configuratia mecanismului manivelă -piston, fig.2.7 ,
se poate scrie:
[rad/s] n= 9.376303600
30
] [ t= grd
]s[m/r ω_=a );rxωx(ω=a2 2 n
An
A (2.17)
kω=ω ;j r(sinα( +i r(cosα( =r (2.18)
Proiect de diplom ă
32
Fig.2.7 Schița pentru calculul cinematicii pistonului
Prin proiecția acestei relații pe axele Ox și Oy ale sistemului de coordonate, rezultă două
ecuații scalare:
Din relația (2.21” ) se obține expresia pentru unghiul de oblicitate al bielei, sinβ= -λsinα.
Introducând a ceastă expresie în relația (2.21‟ ) rezultă formula exactă pentru vectorul de poziție
xB:
și deplasarea pistonului
S B= r+ l- xB (2.23 )
BA+AO=BO (2.20 )
0= l+ r=yl+ r=x
BB
sin sincos cos (2.21‟)
(2.21”)
) -11 + ( r=x2 2
B sin cos
(2.22)
Proiect de diplom ă
33
Dezvoltând expresia (1 λ2sin2α)1/2, cu ajutorul binomului lui Newton generalizat și
reținând primii do i termini , rezultă formulele aproximative ale vectorului de poziție și deplasării :
Fig. 2. 8 Deplasarea pistonului
2.4.7 Viteza pistonului
Viteza pistonului v B se obține prin derivarea expresiei vectorului de poziție al acestuia în
raport cu timpul:
și se obține: 020406080100120140160180200
0 100 200 300 400 500 600 700Deplasarea pistonului ( α)
Deplasarea pistonului fata PMI [mm] Deplasarea pistonului fata centru rotatie [mm]
)]2-(14+ -[1 r=S)24+ +4-1( r=x
BB
cos coscos cos (2.24)
const==dtd ; dtd ddx = dtdx = vB B
B
(2.25 )
[m/s] ) 22+ ( -=vB 0 0 sin333.00sin9.3763 001.05.42
Proiect de diplom ă
34
Un parametru important pentru caracterizarea motorului, din punct de vedere al
rapidității, este viteza medie v m a pistonului. Acesta se calculează cu formula:
Cu valoarea vitezei medii, motorul este înc adrat în categoria motoarelor, rapide când
vm>10 m/s.
Fig. 2.9 Viteza pistonului
2.4.8 Accelerația pistonului
Accelerația pistonului a B se obține prin derivarea funcției viteza pistonului în raport cu
timpul:
și rezultă:
Calculele cinematice se efectuează de regulă tabelar, varia bila fiind unghiul de mișcare α
la manivelă. Pasul unghiular se de 10. Perioada calculelor cinematice este 720 , la motorul în
patru timpi. -25-20-15-10-50510152025
0 100 200 300 400 500 600 700Viteza pistonului ( α)
Viteza pistonului [m/s]
[m/s] /30Sn=vm (2.26 )
=10.2 [ m/s]
tcons=ω=dtdα ;dtdα dαdv=dtdv=aB B
B (2.27)
]s[m/ 6040.48 0) 0.33cos2+ (cos0 367.9)( 0.001 42.5=a2 2
B
Proiect de diplom ă
35
Fig 2.10 Accelerația pistonului
2.5 Forțele și momentele mecanismului motor:
Mecanismul motor al unui motor cu ar dere internă este solicitat de forța produsă de
presiunea gazelor din cilindru și carter și de forțele de inerție ale maselor în mișcare de
translație și rotație ale mecanismului.
Pe lângă acestea mai apar forțele de frecare, forțele ce reprezintă greutate a organelor
precum și momentul rezistent al consumatorului.
În calculul dinamicii mecanismului motor, se iau în considerare, de regulă, forța de
presiune a gazelor, forțele de inerție ale maselor în mișcare și momentele pe care aceste forțe
le produc.
2.5.1 Forța datorată presiunilor gazelor:
Asupra pistonului mecanismului motor acționează presiunea gazelor din spațiul de
ardere și din carterul motorului, fig. 2 .11.:
Fig.2 .11 Presiunea gazelor
-10000-8000-6000-4000-200002000400060008000
0 100 200 300 400 500 600 700Accelera ția pistonului ( α)
Acceleratia pistonului [m/s2]
Proiect de diplom ă
36
Forța de presiune Fp se determină cu relația:
k g2
p-p4DFp
(2.28)
pg – presiunea gazelor din cilintru;
pk – presiunea din carter.
Fp=
2
( )
2.5.2 Forțele de inerție
În calculul forței totale F ce acționează asupra m ecanismului motor, intervine pe lângă
forța de presiune a gazelor Fp și forța de inerție a maselor în mișcar e de translație F it,
rezultând:
F = F p + F it (2.29)
F = 11267+92877= 104144 [N]
Fit= – mtRω2 (cosα +λ cos2α) (2.30)
mt – masa totală a organelor în translație, care se calculeaza cu rela ția:
mt = m p +m Bt (2.31)
mp – masa grupei piston este egală cu:
mp = m pist + m segm + mbolț (2.32)
mpist – masa pistonului propriu -zis;
msegm – masa segmenților;
mbolț – masa bolțului.
mp = 0.8+0.2+0.5 = 1.5 [kg]
mBt – masa bielei în mișcare de translație se calculează:
mBt = m B
LL-Lp (2.33)
mB – masa bielei cu cuzineți montați
Lp – distanța de la axa piciorului până la centrul de greutate G.
R – raza manivelei, egală cu jumă tate din lungimea cursei;
β – unghiul de oblicitate al bielei, care se calculează cu relația:
β = arcsin (λ sinα) (2.34)
Proiect de diplom ă
37
Dupa calculu l fortelor pe o marja de 720 de [ ] am ob ținut graficul urmator:
Fig.2.12 Graficul forțelor F t, Fp și F
2.5.3 Calculul forțelor din mecanismul manivelă -piston:
Descompunând forța F se determină forța din bielă B și forța normală N:
B =
cosF ; N = F tgβ (2.35)
Forța B se descompune într -o componentă tangențială T și o forță pe direcția brațului
Z, calculate cu relațiile:
T = F
cos) (sin ; Z = F
cos(cos ; (2.36)
Calculele forțelor s -au realiza t tabelar si sunt reprezentate in anexa 3.
În graficul de mai jos sunt reprezentat e forțele ,,T , Z, B, N” calculate pentru α = 0 –
720 , nu s-au luat în considerare greutățile proprii ale organelor în mi șcare care acționează
vertical. -80000-70000-60000-50000-40000-30000-20000-1000001000020000
040 80120 160 200 240 280 320 360 400 440 480 520 560 600 640 680 720Forte
Unghiul de rota ție Graficul for țelor Ft, Fp și F
Ft
Fp
F
Proiect de diplom ă
38
Fig 2.13 Graficul forțelor B, N, Z, T
2.5.4 Calculul momentului m otor al motorului policilindric si calculul
momentului motor mediu
Fig. 2.14 Momentul motor monocilindric
Motoarele policilindrice pot avea aprinderile uniform sau neuniform repartizate.
Momentul mot or instantaneu al întregului motor este o funcție periodică . La motoarele cu
aprinderi uniform repartizate, perioada θ M a momentu lui motor instantaneu este egală cu
decalajul (unghiular) δ a al aprinderilor: ϕM=δa=ηπ/i [°rac]. -70000-60000-50000-40000-30000-20000-1000001000020000
0 40 80 120 160 200 240 280 320 360 400 440 480 520 560 600 640 680 720Forte
Unghiul de rotatie Graficul for țelor B, N, Z, T
B [N] N [N]
Z [N] T [N]
-800-600-400-2000200400600800100012001400
0 40 80 120 160 200 240 280 320 360 400 440 480 520 560 600 640 680 720Momentul motor
Unghiul de rotatie Momentul motor monocilindric
Momentul motor [Nm]
Proiect de diplom ă
39
Motor cu 3 cilindri: δa=
(2.37)
Ordinea de aprindere 1 -3-2-1
Momentul motor instantaneu al motorului p olicilindric se determina prin î nsumarea
analitica a momentelor motoare instantanee produse de fiecare cilindru, ținâ nd cont de ordinea
de aprindere :
Mα[Nm]=∑
k,αk (2.38)
– M k,αk este momentul motor instantaneu dezvoltat de cilindrul k la unghiul de rotatie
“αk” la care se află proces ul de lucru din cili ndrul k față de cil indrul 1 considerat de
referință ;
– k – ordinea cilindrilor in motor c onform numerotă rii;
– unghiul de rotație la care se află procesul de lucru din cilindrul k față de cilindrul 1 se
determina.
În următorul grafic este reprezentat m omentul motor instantaneu al motorului și
momentul mediu pentru α = 0 – 180
Fig. 2.15 Momentul motor policilindric și momentul mediu
Momentul motor mediu se determina cu formula:
Mm [Nm] =
∫
α dα (2.39)
Deoarece nu este cunoscuta expresia analitica a functiei Mα pentru calculu l
momentului motor mediu, se va aplic a metoda de integrare numerica:
-800-600-400-2000200400600800100012001400
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180Momentul motor
Unghiul de rotatie Momentul motor policilindric
Momentul motor [Nm] Moment motor mediu [Nm]
Proiect de diplom ă
40
Momentul motor mediu se poate calcula cu formula:
Mm=
∫( )
(2.40)
Unde: Δα – pas unghiular; M j, M j+1 sunt valori successive ale momentului motor instanta neu al
motorului policilindric.
Puterea efectiva calculate P ec a motorului se determina cu relatia:
Pec [kW] = M m ηm
(2.41)
Pec= 73.78 [Kw]
Între puterea efectivă calculată Pec si puterea efectivă Pe trebuie să existe relaț ia:
Pec<Pe cu 5-10% mai mică
Abaterea este de 6.6%, se încadrează între parametrii dați de r elația dată mai sus.
Gradul de neregularita te δ al motorului caracterizează neuniformitatea mișcării arborelui cotit
și se poate determina cu formula:
Δ= (ω max-ωmin)/ ω m (2.42)
unde: ωm=( )
este viteza unghiulară medie;
ωmin=
=
= 178; respectiv ω max=
=
= 377 [rad/s]
ωm=
= 277.36 [rad/s]
Gradul de neregular itate δ al motorului scade odată cu creș terea numarului de cilindri
ai motorului. Se recomanda:
δ = ( )
= 0.71
Ecuaț ia de conservare a energiei cinetice care se integrează î ntre limitele a 1…a 2, unde
acestea reprezintă limitele intervalului unghiular pentru care momentul moto r insta ntaneu este
mai mare decâ t momentul motor mediu , permite calculul lucrului mecanic excedentar
înmagazinat in volant:
ΔE [J]= ∫(
α-Mm)dα
Calculul intervalelor se face prin metoda trapezelor:
ΔE [J] = ∫(
α-Mm)dα ∑( )
, unde M j, M j+1 Mm (2.43)
ΔE= 29948.57 [J]
Momentul de inert ie de calcul, necesar uniformizării mișcării de rotaț ie, permite
calculul masei volantului:
Proiect de diplom ă
41
Jc=
=> J v = (0.85 – 0.9) Jc= m v
=> m v[kg]= ( )
(2.44)
mv =
= 7.22 [kg]
Unde: d v [m] = 80, di ametrul exterior al volantului adoptat.
2.6 Dimensionarea și elemente de calcul pentru organele mecanismului motor
2.6.1. Dimensionarea și calculul pistonului
2.6.1.1 Alegerea materialului
Alegem aliaj de aluminiu hipereutectic cu 22% siliciu și cu următoarea compozitie:
Cu=1.00%, Ni=0.99%, Mg=1.17%, Fe=0.5%, Mn=0.1%, Cr=0. 36%.
Materialul are următoarele proprietăți:
– coeficientul de dilatare:
-1 6K 105,17
– conductivitate termică:
C25 laK W/m112
– densitatea:
3kg/m 2650
– modulul de elasticitate:
MPa 1075,05E .
2.6.1.2 Alegerea dimensiunilor constructive
Pistonul se schiț ează inițial în raport cu soluțiile constructive alese. Dimensiunile
principale se precizează pe b aza datelor statistice (fig. 2.16 și tab. 2.1). Se stabilește înălțimea
regiunii portsegment numai după ce s -a decis asupra numărului și înălțimii segmenților .
Lungimea pistonului și diametrul umerilor mantalei se stabilesc în corelație cu dimensiunile
bolțului. Profilul longitudinal și radial (se trasează în raport cu dilatările admise, după
efectuarea unui calcul de verificare al capului, regiunii portsegment și mantalei pistonului.
Tabelul 2.1 Dimensiunile caracteristice ale pistonului motoarelor în patru timpi.
Dimensiunea m.a.s. m.a.c.
(D=65…100
mm) D=90…180
mm D=180…355
mm
H – lungimea pistonului (0,8…1,1)D (0,8…1,5)D (1,2…1,8)D
Lm – lungimea mantal ei (0,5…0,8)D (0,5…1,0)D (0,8…1,2)D
Hc – înălțimea de compresie (0,5…0,7)D (0,55…0,85)D (0,70…1,10)D
h – înălțimea de protecție a
segmentului de foc (0,06…0,12)D (0,10…0,18)D (0,15…0,22)D
hc – grosimea flancului (0,035…0,045)D (0,045…0,055)D
deb – diametrul exterior al bolțului (0,24…0,28)D (0,28…0,35)D
ds – diametrul bosajelor de bolț (0,30…0,45)D (0,40…0,50)D
ls – distanța dintre bosajele
bolțului (0,30…0,50)D
Proiect de diplom ă
42
Dimensiunile adop tate sunt trecut e în tabelul 2 .2:
Tabelul 2.2 Dimensiunile adoptate pentru piston, în mm.
Dimensiunea Dimensiunea
adoptată
H – lungimea pistonului 88
Lm – lungimea mantalei 77
Hc – înălțimea de compresie 54
h – înălțimea de protecție a
segmentului de foc 11
hc – grosimea flancului 4
deb – diametrul exterior al bolțului 29
ds – diametrul bosajelor de bolț 35
ls – distanța dintre bosajele bolțului 31
Dci – diametrul interior al mantalei 63
δ – grosimea capului 12
Alte date constructive sunt:
– numărul segmenților de compresie: 2
– numărul segmenților de ungere: 1 Fig. 2.16 Dimensiunile caracteristice ale
pistonului.
Dc
Dci
Dmi
Dm
D
debH
Hc
h
ds
hcLm
lsA A
Proiect de diplom ă
43
– grosimea radială a segmentului: a=3 mm
– înălțimea segmentului: h=0.92 mm
2.6.1.3 Verificarea pistonului
Pistonul este o piesă complicată și solicitată complex, atât din punct de vedere
mecanic, cât și termic . În cele ce urmează se propune un calcul extrem de simplificat pentru
verificarea pistonului în un ele zonele din figura 2.16 și 2.17 .
2.6.1.4 Verificarea c apului pistonului
Grosimea c apului pistonului se verifică în ipotezele că acesta este o placă unitară
încastrată pe contur, de grosime constantă
, de diametru egal cu diametrul interior al capului
ciD
și încărcată cu o sarcină uniform distribu ită, dată de presiunea maximă a gazelor care
acționează asupra pistonului
c g p p p max (
maxp – presiunea unitar a gazelor din cilindru,
determinată la calculul de procese;
cp – presiunea gazelor din carterul motorului,
cp =0.1
MPa).
Considerând că cea mai mare parte a efortului 43nitary produs de presiunea gazelor se
realizează la margine, și că eforturile termice la extremitatea capului, determinate de diferența
de temperatură dintre centrul și marginea capului pistonului, se adaugă la cele mecanice,
efortul unitar încovoiere total la marginea capului pistonului se poate calcula acoperitor cu
relația:
2
2
ci
g iDp
(2.45)
La calc ulul de procese s -a determinat presiunea maximă a gazelor din cilindru:
maxp =
zp
=145.3 bar.
Fig. 2.17 Piston cu manta evazată în jurul
alezajului de bolț.
hev
LevA A
Proiect de diplom ă
44
Diametrul interior al capului pistonului se adoptă
ciD =63 mm
Presiunea 44axima a gazelor care acționează asup ra pistonului:
c g p p p max
;
gp =145.3–1=144.3 bar (2.46)
Efortul unitar încovoiere total la marginea capului pistonului are valoarea:
2
2
ci
g iDp
;
2
1226343.14
i =99.43 MPa (2.47)
Valorile admisibile pentru efortul unitar de încovoiere fiind de 90…200 MPa, capul
pistonului verifică la solicitarea de încovoiere.
2.6.1.5 Verificarea regiunii port -segment
Secțiunea A -A din dreptul segmentului de ungere este redusă din cauza orificiilor sau
canalelor pentru evacuarea ulei ului raclat de segment (fig. 2.16 și 2.17 ). Această secțiune se
verifică la solicitarea de compresiune cu relația:
AAg AAADp
42
(2.48)
unde
AAA este aria secțiunii A -A.
Considerând aria secțiunii A -A
] )2 [(45,02 2
ci AA D a D A
;
2 2 2mm 420.76]63)32 77[(45,0
AAA (2.49)
efortul unitar de compresiune are valoarea:
76.420477543,62
AA
=159.61 MPa (2.50)
Valorile admisibile pentru efortul unitar de încovoiere fiind de 90…200 MPa, pistonul
verifică la solicitarea de compresiune în secțiunea A -A.
2.6.1.6 Mantaua pistonului
Se verifică mantaua astfel încît presiunea specifică
mp dintre manta și cilindru să nu
depășească o anumită valoare, determinată convențional pentru a preveni întreruperea
peliculei de ulei. Presiunea specifică se determină cu relația:
ev mmA DLNpmax
(2.51)
unde
maxN este forța normală maximă, care s -a calculat la calculul dinamic al motorului.
evA
reprezintă aria suprafeței proiectate a porțiunii evazate,
ev ev ev hLD A ) ( .
Considerând aria suprafeței proiec tate a porțiunii evazate aproximativ 10% din
suprafața portantă a pistonului, presiunea specifică pe mantaua pistonului se determină cu
relația:
mmDLNp9,0max
(2.52)
și are valoarea :
58770,93472.71
9,0max
mmDLNp
=0.65 MPa (2.53)
Valorile admisibile pentru presiunea specifică fiind de 0.3…0. 8 MPa pentru motoare de
automobile și tractoare, mantaua pistonului verifică la presiunea specifică.
Proiect de diplom ă
45
2.6.1.7 Jocurile diametrale ale pistonului
Jocul la cald
c variază în lungul pistonului; el este mai mare la cap, pentru a preveni
griparea, și mai mic la manta, pentru a preveni bătaia. Dacă diametrul cilindrului la cald este
)] ( 1[0tt Dcc
, iar diametrul pistonului la cald este
)] ( 1[0tt Dpp p , jocul la cald va fi
evident diferența lor. Alegând jocul la cald, rezultă diametrul pistonului la montaj:
) ( 1)] ( 1[
00
tttt DD
ppc cc
p
(2.54)
Coeficientu l de dilatare liniară pentru aliaje din aluminiu are valori medii de
-1 6K 105,17
, iar pentru fontă
-1 6K 107,10 . Temperatura cilindrului are valori
uzuale de
C tc 120…100 la motoare răcite cu apă și de
C tc 270…200 pentru motoare
răcite cu aer.
Temperatura pistonului, pentru motoare răcite cu apă, are valori medii de:
C tp350
la m.a.c. cu pistoane din aliaje de aluminiu;
C tp 450…400
la m.a.c. cu pistoane din fontă;
Din valorile date pentru j ocul la cald
Dc310)3…2( mm, se adoptă jocul la cald
77 102 1023 3 Dc
=0.154 mm.
Adoptam:
C tc110 ;
C tp260 ;
-1 6K 105,17p ;
-1 6K 107,10c .
Diametrul pistonului la montaj:
)20 260(105,171154,0)]20 110(107,101[77
66
pD
= 76.6 mm
2.6.2 Dimensionarea și calculul bolțului
2.6.2.1 Alegerea materialului
Alegem ca material, oțel aliat 18MoCr10 cu duritatea de 55…65 HRC obț inută prin
cementare și călire.
2.6.2.2 Alegerea principalelor dime nsiuni constructive
În general, bolțul se dimensionează pe baz a datelor constructive (tab. 2.3 și fig. 2.18 ).
Valori informative pentru dimensiunile bolțului sau optimizarea valorilor calculate cu relațiile
din tabelul 2.1 sunt prezentate în tabelul 2.2. La alegerea dimensiunilor trebuie să se aibă în
vedere trei criterii: masă redusă, presiuni specifice mici, rigiditate sporită.
Figura 2.18 (dimensionarea pistonului) și figura 2.18 , a (dimensionarea bolțului) arată
că este necesară o corelare a dimensiunil or comune ale celor trei piese care se îmbină prin
intermediul bolțului, adică pistonul, bolțul și biela.
Proiect de diplom ă
46
Tabelul 2. 3 Date constructive pentru dimensionarea bolțului.
Dimensiunea caracteristică Tipul motorului
m.a.s. m.a.c.
Diametrul exterior
ebd (0,24…0,28)D (0,34…0,38)D
Diametrul interior
ibd (0,64…0,72)
ebd (0,52…0,58)
ebd
Lungimea
l bolț flotant (0,80…0,87)D (0,80..,0,87)D
bolț fix (0,88…0 ,93)D (0,88…0,93)D
Lungimea
bl bolț flotant (0,30…0,40)D (0,32…0,42)D
bolț fix (0,26…0,30)D (0,27…0,32)D
Pentru un motor cu aprindere prin comprimare și o asamblare tip bolț fix în bielă,
dimensiunile adoptate pentru bo lț sunt trecute in tabelul 2.4.
Tabelul 2.4 Dimensiunile adoptate pentru bolț, în mm.
Dimensiunea Dimensiunea
adoptată
Diametrul exterior
ebd 29
Diametrul interior
ibd 17
Lungimea
l 65
Lungimea
bl 25
Se adoptă jocul dintre p iciorul biele i și umăr: j=1 mm. a b
Fig. 2.18 Dimensiunile caracteristice ale bolțului ( a) și
schema de încărcare ( b).
deblb
dib
lp lpFF/2jl
F/2
lb lp lp
FF/2
j
lF/2
Proiect de diplom ă
47
2.6.2.3 Verificarea bolțului
Calculele au ca scop verificarea rezistenței la uzură, a solicitărilor mecanice și a
deformațiilor, precum și precizarea jocurilor de montaj.
2.6.2.4 Verificarea bolțului la uzură prin determinarea presiun ii de contact
Criteriul principal al rezistenței la uzură îl constituie încărcarea specifică a bolțului.
Schema pentru calculul presiunii pe bolț este arătată în figura 2.18 , b. Forța
F care încarcă
bolțul se determină 47onventional cu relația:
Bp p am FF 7.0
(2.55)
în care:
–
pF este forța de presiune a gazelor care acționează asupra pistonului;
–
pm este masa grupului piston, care s -a determinat la calculul dinamic,
pm =1.5 kg;
–
Ba este accelerația pistonului,
Ba fiind determinată la calculul dinamic.
Forța de inerție a grupului piston a fost diminuată cu 30% deoarece numai m asa
pistonului și a segmenților contribuie la încărcarea bolțului.
Este indicat ca forța
F să fie calculată direct în cadrul calculului dinamic, expresia
acesteia fiind asemănătoare cu expresia forței rezultante care acționează în arti culația
pistonului cu biela.
În cadrul programului Excel, s -a determinat valoarea maximă,
maxF , și valoarea
minimă,
minF , a forței
F :
maxF =6.74 kN și
minF = -60.5 kN. Forța maximă de calcul care
încarcă bolțul are valoarea
F =60.5 kN. Valorile sunt reprezentate tabelar în Anexa…
Deși bolțul este o piesă simplă din punct de vedere geometric, solicitarea sa din punct
de vedere mecanic este complexă , având în vedere distribuția forței
F între bolț și bosajele
din piston, pe de o parte, și între bolț și piciorul bielei, pe de altă parte (fig. 7.3, b). Distribuția
forței este perturbată în principal de deformarea pistonului și a bo lțului, atât legat de
solicitarea de incovoiere, cât și legat de deformarea celor două piese. De aceea, ca și la piston,
calculul de verificare va fi un calcul simplificat.
Indiferent dacă asamblarea bolțului cu biela și pistonul se realizează cu bolț flot ant sau
cu bolț fix în piciorul bielei, se impune verificarea presiunii dintre bolț și locașurile sale d in
bosajele pistonului (fig. 2.18 ). Presiunea dintre suprafețele în contact se determină cu relația:
pebpldFp2max
(2.56)
unde
pl este lungimea comună de contact dintre bolț și locașul său dintr -un bosaj al
pistonului. Această lungime se materializează la dimensionarea pistonului și a bolțului. Din
fig.2.18 , lungimea co mună de contact dintre bolț și locașul său dintr -un bosaj al pistonului se
calculează cu relația:
)2 (5.0 j ll lb p
(2.57)
Înlocuind, se obține:
)12 25 65(5.0 pl
= 19 mm
Presiunea dintre supraf ețele în contact are valoarea:
1929260502
pp
= 55 MPa
Proiect de diplom ă
48
Valorile admisibile pentru presiunea specifică fiind în intervalul 25…58 MPa pentru
motoare de automobile și tractoare, se constată că presiunea dintre bolț și locașurile sale din
bosajele pisto nului se încadrează în valorile admisibile.
2.6.2.5 Verificarea bolțului la încovoiere
Pentru calculul la încovoiere, se admite o schemă de încăr care a bolțului ca în figura
2.18, b. Pentru această 48chema, expresia momentului încovoietor maxim în secțiune a
mediană a bolțului este
12/)5,0 4(42)2 3(2maxmax max
bb b p
i l j l Fl F ljl FM
(2.58)
unde s -a ținut cont că lungimea bolțului rezultă din relația
b p lj ll 2 2 .
Înlocuind, se obține:
12/)255,01465( 60502 iM
=410909.4 Nmm
Efortul unitar maxim de încovoiere d in secțiunea mediană a bolțului se calculează cu
relația:
) 1(32
4 3
b ebi
zi
idM
WM
(2.59)
în care
b este raportul dintre diametrul interior și diametrul exterior al bolțului,
eb ib b dd/
. Raportul dintre diametrul interior și diametrul exterior al bolțului are valoarea :
29/17b
=0.5862
Înlocuind, se obține:
) 5862,01(29410909.432
4 3i
=194.7 MPa
Valorile admisibile pentru efortul unitar de încovoiere fiind sub 340…360 MPa p entru
bolțuri confecționate din oțeluri aliate, bolțul verifică la solicitarea de încovoiere.
2.6.2.6 Verificarea bolțului la ovalizare
Calculul 1a ovalizare pentru bolțul cu pereți subțiri se dezvoltă în ipoteza că boltul
este o grindă curbă în secțiunea transversală, încărcată cu o sarcină distribuită sinusoidal
sin0pp
(fig. 2.18 , a); solicitarea de ovalizare apare în secțiunea longitudinală (6).
Experiența arată că repartiția sinusoidală nu este riguros 48axima. Rezultatele se corectează,
majorând forța cu coeficientul K, determinat experimental, care este întotdeauna supraunitar.
Deformația maximă de ovalizare sau creșterea maximă a diametrului și se limitează
pentru a preveni griparea bolțului în locașuri. Ea se produce în plan normal pe axa cilindrului
și se calculează cu relația:
3 max
max )11(09.0
bb
lEFK
(2.60)
Înlocuind se obține:
3
5 max )5862.015862.01(101,2656050209,015,1
=0.025 mm
Proiect de diplom ă
49
Evident,
max nu trebuie să depășească jocul diametral la cald. Pent ru a mări siguranța
contra gripajului, se recomandă ca
2/max c .
Jocul la cald:
eb c d001,0
;
29 001,0c =0.029 mm
Condiția
2/max c
;
2/029,0 025,0 =0.0145 mm
2.6.3 Dimensionarea și calculul segmenț ilor
Segmentul este un inel elastic de contact între cilindru și piston în mișcarea de
translație alternativă a acestuia și are f orma unui inel tăiat (fig. 2.19 ). Distanța dintre capete se
numește rost. Dimensiunea caracteristică a secțiunii în direcție ra dială se numește grosime
radială,
a , iar cea în direcție axială se numește înălțimea
h . În stare montată, diametrul
exterior al segmentului este egal cu alezajul
D . Diametrul interior al segmen tului este evident
a D Di 2
.
Pe un piston se montează un set de segmenți, care în ansamblu trebuie să asigure:
– etanșeitatea camerei de ardere;
– reglarea cantității de ulei de pe oglinda cilindrului;
– îmbunătățirea transmiterii căldurii de la pi ston la cilindru.
Aceste funcțiuni pot fi îndeplinite dacă suprafața exterioară a segmenților se află în
contact perfect cu oglinda cilindrului, iar flancurile se așază perfect pe suprafețele
corespunzătoare din piston.
Pentru a îndeplini funcțiunile arăta te, pe un piston se montează două feluri de
segmenți: segmenți de compresie, care îndeplinesc, în principal, funcția de etanșare a camerei
de ardere și segmenți de ungere care servesc pentru reglarea cantității de ulei de pe oglinda
cilindrului. În timpul exploatării, funcțiile segmenților se întrepătrund.
Pentru motorul dat prin tema de proiectare, se adoptă 2 segmenți de compresie și 1
segment de ungere.
Fig. 2.19 Forma și dimensiunile caracteristice ale unui
segment de compresie.
s0
Dia
sm
h
DD
0iD
0
Proiect de diplom ă
50
2.6.3.1 Alegerea mate rialului pentru segmenți
Vom alege fontă cenusie perlitică cu grafit lamelar. Această fontă are următoarea
compoziție: C (3,4 …3,9)%, Si (2,4…3,0)%, Mn (0,5…0,8), P (0,4…0,8)%, S<0,08%,
Cr<0,3% și are rezistența de rupere la înconvoiere
400r MPa, duritatea (200…250) HB si
modulul de elasticitate
5(0,9 1,2) 10E MPa.
2.6.3.2 Alegerea principalelor dimensiuni constructive
Segmenții de compresie
În cazul general, elementele constructive ale segmenților de co mpresie sînt arăta te în
fig. 2.19. Experiența confirmă că eficacitatea și fiabilitatea unui segment crește cînd înălțimea
h
este mică. Prin aceasta se asigură o etanșare mai bună, o adaptabilitate mai rapidă, se
reduce lucrul mecanic de frecare și se mi cșorează uzura. În plus, se reduce inerția segmentului
și astfel se reduce intensitatea bătăilor în locaș. Practic, pentru motoare rapide
52…48 /hD ,
iar în medie
h =2…4 mm. Segmenții subțiri prezintă și unele dezavantaje: fragilitate mărită, o
oarecare înrăutățire a evacuării căldurii, tendință mai mare spre deformare. Grosimea radială
a
variază funcție de diametru în raportul
23…21 /aD . Mărirea grosimii radiale este
favorabilă pentru ridic area elasticității, pentru îmbunătățirea evacuării căldurii, împotriva
acțiunii de strivire a segmentului în canal și pentru reducerea tendinței la vibrații. Totuși,
segmenții rigizi, cu grosime radială mărită, au și dezavantaje: adaptabilitate redusă la
ovalizările cilindrului; elasticitate redusă la încălzire; tendință sporită la rupere, ca urmare a
tensiunilor mai ridicate.
Deschiderea segmentului în stare liberă
0S , care influențează asupra presiunii elastice,
practic se află în limi tele
D S )15,0…1,0(0 .
Forma constructivă de segmenților de compresie este dată în fig. 2.19 , iar unele
elemente constructive în tabelul 2.5 .
Tabelul 2.5 Elemente constructive ale segmenților de compresie
D
, mm
a , mm
010,0
022,0
h, mm
1S
, mm
AK ,
1K
20% TF, N
1 2 3 1 2 3
50…80
10,0
20,0)5,3…2(
1,5 2,0 2,5
2,0
0 )25,0…15,0( 0,2 7…11 9…14 11…18
80…110
10,0
25,0)5,4…5,3(
2,0 2,5 3,0
25,0
0 )40,0…30,0( 0,3 11…19 14…23 18…28
Din tabelul 2.5 se adoptă:
– grosimea radială a segmentului: a=3 mm
– înălțimea segmentului: h=3 mm
Segmenții de ungere
Acest tip de segmenți se caracterizează prin presiune medie elastică ridicată, jocuri
reduse între segment și fețele laterale ale canalului din piston, prezența unor cavități unde se
adună uleiul răzuit de pe pereții cilindrului. Pentru segmentul de ungere se cere să aibă o masă
mică și un grad mare de conformabilitate.
Constructiv, segmenții de ungere se realizează în diferite variante. La s egmenții cu
canal prin mijloc, numărul fețelor răzuitoare este dublu, înălțimea segmentului se mărește
(h=5…8 mm) iar înălțimea suprafeței efective de sprijin se micșorează.
Proiect de diplom ă
51
Elemente constructive pentru segmenții de ungere c u ferestre se dau în tabelul 2. 6
Tabelul 2 .6 Elemente constructive pentru segmenții de ungere cu ferestre.
D
, mm
a , mm
h , mm
ms , mm
20% TF ,
N
50…80
10,0
20,0)3,3…1,2(
010,0
022,0)5…4(
25,0
0 )20,0…15,0( 9…18
80…110
10,0
25,0)5,4…3,3(
010,0
022,0)6…5(
30,0
0 )30,0…25,0( 14…27
Din tabelul 2 .6 se adoptă:
– grosimea radială a segmentului: a=4 mm
– înălțimea segmentului: h=5 mm
2.6.3.3 Verificarea segmenților
Elementele constructive ale segmenților de compresie au fost arătate în fig. 7.4.
Dimensiunile secțiunii transversale a segmenților de compresie, pentru motoarele rapide, se
încadrează în intervalele
52…48 /hD și
23…21 /aD , unele valor i fiind precizate în
tabelul 7.4.
Deschiderea segmentului în stare liberă
0S , care influențează asupra presiunii elastice, practic
se află în limitele
D S )15,0…1,0(0 . Pentru motorul care se proiectează deschiderea
segmentului în stare liberă are valoarea:
77)15,0…1,0(0 S
=7.7…11.55 mm
Adopt
0S =10 mm.
Presiunea medie elastică se calculează cu relația:
30
)1 () 3()/( 424,0
aD
aDgaSEpE
(2.61)
unde
E este modulul de elasticitate longitudinal al materialului segmentului (
MPa 1015E
pentru segmenți din fontă nealiată,
MPa 10)5.1…2.1(5 E pentru segmenți din fontă aliată,
MPa 10)3.2…2(5E
pentru segmenți din oțel. Coeficientul
g se alege în funcție de
distribuția presiunii elastice pe suprafața laterală a segmentului.
Pentru o gro simea radială a segmentului a=3. 5 mm, înălțime a segmentului h=3 mm și
g
=0, presiunea medie elastică are val oarea:
35
)1377(377)03()3/10( 102.1 424.0
Ep
= 0.146 MPa
Pentru segmenții de compresie, presiunea medie elastică fiind în intervalul
MPa 20.0…12.0Ep
, se constată că presiunea medie elastică calculată se încadrează în
intervalul admisibil.
Proiect de diplom ă
52
2.6.4 Dimension area și calculul bielei
2.6.4.1 Materialele pentru bielă
Bielele se confecționează din oțel carbon de calitate (STAS 880 -80), marcile OLC 45X, OLC
60X sau din oțel aliat cu elemente de aliere: Cr, Mn, Mo, Ni, V (STAS 791 -80). Rezistența la
rupere, la t racțiune pentru oțelurile de bielă trebuie sa fie cuprinsă între (800…1050) MPa.
Șuruburile de bielă se execută din același oțeluri aliate de îmbunătătire.
Pentru bielă am ales OLC 60X.
2.6.4.2 Alegerea principalelor dimensiuni constructive
Se recomandă ca dimensionarea bielei să înceapă cu stabilirea distanței dintre piciorul și capul
bielei, care este
l =127.5 mm, (fig. 2.20 ). Această distanță a fost determinată la calculul
dinamic.
Dimensionarea se continuă cu stabilirea cotelor care definesc piciorul bielei (fig. 2.20, fig.
2.21). Se limitează diametrul maxim exterior, care nu trebuie să depășeasc ă 0.6
D (
D este
alezajul cilindrului) și grosimea minimă radială, care trebuie să fie mai mică de 4 mm.
Asamblarea dintre piston, bolț și bielă fiind de tip bolț fix în bielă, principalele
dimensiuni constructive sunt:
– diametrul exterior al piciorului:
Fig. 2.21 Dimensionarea piciorului bielei . Fig. 2.20 Configurația unei biele.
deblbdipdep
hb hpl
HpRpp
Proiect de diplom ă
53
eb ep d d )65.1…25.1(
(2.62)
epd
=
29)65.1…25.1( =36.25…47.85; se adoptă
epd =40 mm
– grosimea 53ompli a piciorului:
2/) (eb e p d d h ;
ph=(33–29)/2 = 4 mm
– lungimea
bl =25 mm (a fost calculată la calculul bolțului).
Capul bielei are o construcți e mai complicată , deoarece mai include semicuzineții
lagărului bielei și șuruburile de bielă (fig. 2.22 ). Dimensionarea pornește de la diam etrul
fusului maneton,
md (fig. 2.23 și tab. 2.7 ).
Fig. 2.22 Dimensiunile capului bielei și dimensiunile caracteristice ale
semicuzinetului de tip A.
da
gsHc
Rc
g ds gext
dmhc ht
da
ha Dedm
Rnc
Rnc
R
npHlm
A
AA – A
Proiect de diplom ă
54
Tabelul 2.7 Dimensiunile relative ale cotului arborelui cotit.
Dimensiunea
relativă m.a.s. în
linie m.a.s. în
V m.a.c. în linie
rapide m.a.c. în
V m.a.c.
semirapide
Da/
1,10-1,25 1,20-1,40 1,10-1,40 1,20-1,40 1,10-1,50
Ddp/
0,60-0,70 0,60-0,70 0,65-0,90 0,70-0,75 0,60-0,90
p pdl/
0,50-0,60 0,40-0,70 0,45-0,60 0,40-0,65 –
D dm/
0,55-0,70 0,55-0,70 0,60-0,75 0,60-0,72 0,60-0,80
m mdl/
0,45-0,65 0,80-1,00 0,50-0,60 0,80-1,00 0,90-1,10
Cu datele din tabelul 2.7 s-au determinat dimen siunile caracteristice ale arborelui cotit
(tabelul 2.8 ).
Tabelul 2.8 Dimensiunile calculate și adoptate ale arborelui cotit, în mm.
Dimensiunea Dimensiunea
adoptată
a – lungimea cotului 108
dp – diametrul fusului palier 58
lp – lungimea fusului palier 35
dm – diametrul fusului maneton 56
lm – lungimea fusului maneton 44
Din tabelul 2.7 rezultă diametrul fusului maneton
md = 56 mm. Adoptând gr osim ea
semicuzineților
g =1.5 mm, rezultă diametrul interior al capului bielei:
g d Dm e 2
;
eD =56+3= 59 mm (2.63)
În continuare se predimensionează șuruburile de bie lă. Aceste șuruburi se montează cu
prestrângere, iar diametrul de fund al filetului
1d (care se consideră cea mai mare dimensiune
a secțiunii transversale prin tija șurubului) se calculează cu relația: Fig. 2.23 Configurația unui cot de arbore cotit pentru motoare de
gabarit mic și mediu.
lm
rh
lp
dmdp
a b
Proiect de diplom ă
55
csacFccdmax
14 (2.64)
unde:
–
2/max max cb s X F ,
maxcbX fiind valoarea maximă a componentei axiale a forței care
acționează asupra cuzinetului de bielă;
–
cc este un coeficient care ia în considerare repartiția sarcinii pe cele două șuruburi, precum
și solicitarea la șoc a acestora,
cc =1.2…3 ;
–
ac este coeficientul de siguranță la solicitarea de întindere,
ac =1.13;
–
MPa 1400…600c este tensiunea de curgere pentru oțeluri aliate.
Diametrul de fund al filetului șuruburile de bielă:
400642313.124
1d
=6.79 mm
Adoptăm șuruburi M8.
Șuruburile se dispun la distanța
sd =0.5…1. 5 (2) mm, iar capul bielei se f inalizează cu
peretele lateral, la distanța
extg =2…3 mm. Dimensiunile
sd și
extg se reduc pe cât posibil.
Totuși, distanța
extg se va corela cu distanțele
ch și
th (fig. 2.22 ) astfel încât capul și/sau
piulița șurubului de biela să nu depășească pere tele lateral al bielei (fig. 2.20 ) și, în același
timp, să nu pericliteze rezistența peretelui cilindric al corpului și capacului bielei.
Zona cupri nsă între diametrele
ad și
eD (fig. 2.22) este prelucrată și asigură formarea
unui ajustaj cu joc față de brațele arborelui cotit care sunt adiacente fusului maneton,
a e a h D d 2
, unde
mm 5…3ah .
Razele de racordare ale tijei față de capul bielei,
aR , ale diametrului maxim al
capacului față de zona laterală,
ncR și
npR, se stabilesc prin tatonări, urmărindu -se rezistența
capului și capac ului, în special în zonele în care sunt executate lamajele și adânciturile pentru
capul și piulița șuruburilor bielei. Razele
ncR și
npR stabilesc în același timp și dimensiunile
radiale ale nervurilor capului.
Profilul corpului (tijei) bielei trebuie să posede un moment de inerție maxim atît în
planul de oscilație, cît și în planul perpendicular pe acessta, astfe1 ca din punct de vedere
tehnologic execuția (în majoritatea cazuri lor prin forjare) să fie ușoa ră. Acestor condiții
corespunde secțiunea dublu T (fig. 2.24 ), orientată cu tălpile în planul de oscilație.
Pentru a realiza o trecere continuă de la piciorul bielei la corpul bielei, secțiunea este
variabilă pe lungimea bielei , mărindu -se cu precădere partea centrală a profilului. Trecerile se
fac cu raze de racordare cît mai mari în ambele plane, obținîndu -se în acest fel o mai bună
repartizare a tensiunilor și o mărire a rezistenței la oboseală. Fig. 2. 24 Dimensiunile corpului bielei .
Proiect de diplom ă
56
Dimensionarea tijei bielei înc epe cu alegerea lățimii profilului acesteia lângă piciorul
bielei (fig. 2.21),
ep p d H )0,1…48,0( , care este urmată de stabilirea lățimii profilului lângă
capul bielei (fig. 2.22 ),
p c H H )35.1…10.1( . (2.65)
Lățimea profilului lângă piciorul bielei:
40)0.1…48.0( pH
=19.2…40 mm; se adoptă
pH =30 mm
Lățimea profilu lui lângă capul bielei (fig. 2.22 ):
30)35.1…10.1( cH
=33…40.5 mm. Se adoptă
cH =35 mm
Raza de racordare a tijei față de piciorul bielei,
pR , pornește de la secțiunea piciorului
stabilită de unghiul
130…90p . Racordarea trebuie să fie tangentă la tija bielei, iar
valoarea ei se stabilește prin înce rcări (fig. 2.21 ). Aceste considerații sunt valabile și pentru
capul bielei,
130c , racordarea se poate face cu o singură rază,
cR , sau cu două raze (fig.
2.22).
Dimensiu nile secțiunii transversale a ti jei bielei sunt date în fig. 2.24 , fiind stabilite
pentru secțiunea mediană a tijei bielei,
2/) (c pH H H , respectiv:
H
= (30+35)/2= 32. 5 mm (2.66)
Celelalte dimensiuni ale secțiunii transversale a tijei bielei pentru secțiunea m ediană a
tijei bielei, fig. 2.25 , sunt:
5.32 666.0 666.0 H h
=21.65 mm. Adoptăm
h = 22 mm (2.67)
5.3275.0 75.0 H B
= 24.37 mm. Adop tăm
B = 25 mm (2.68)
5.32 167.0 167.0 H t
= 5.42 mm. Adoptăm
t = 6 mm (2.69)
2.6.4.3 Verificarea corpului bielei la tracțiune
Forța de inerție produce întinderea corpului bielei este forța rezultantă
F care
acționează asupra pistonului, care a fost determinat ă la calculul dinamic :
T pF FF
(2.70)
Efortul unitar de întindere se c alculează cu relația:
btAFmax
(2.71)
unde:
maxF este forța rezultantă maximă care acționează asupra pistonului;
bA este aria
secțiunii tra nsversale a tijei bielei pentru secțiunea m ediană a tijei bielei, fig. 2,25 :
tB ht Ab 2
(2.72)
Fig. 2.25 Secțiunea de calcul a corpului bielei .
B
h tHt
Proiect de diplom ă
57
Înlocuind, se obține:
2mm 3505242 225 bA
Efortul unitar de întindere are valoarea:
35060502t
=172.86 MPa
Pentru valori admisibile
at =150…300 MPa, tijei bielei verifică la solicitarea de
întindere.
2.6.4.4 Verificarea corpului bielei la compresiune
Efortul unitar de compresiune se calculează cu relația:
bcAFmin
(2.73)
unde:
minF este forța rezultantă minimă care acționează asupra pistonului.
Efortul unitar de compresiune are valoarea:
350) 60502(t
= 172.86 MPa
Pentru valori admisibile
ac =150…300 MPa, tijei bielei verifică la solicitarea de
compresiune.
2.6.5 Dimensionarea și calculul arborelui cotit
2.6.5.1 Materiale pentru arbori cotiti
Arborele proiectat se execută prin forjar e din oțel de calitate, OLC 60X, STAS 880 –
80.
2.6.5.2 Dimensionarea arborelui cotit
Dimensiunile principale ale arborelui cotit au fost determin ate la calculul bielei (fig.
2.23 și tabelul 2.8 ).
Tabelul 2. 8 Dimensiunile caracteristice ale arborelui cot it, în mm.
Dimensiunea Dimensiunea
adoptată
a – lungimea cotului 108
dp – diametrul fusului palier 58
lp – lungimea fusului palier 35
dm – diametrul fusului maneton 56
lm – lungimea fusului maneton 44
Grosimea brațului:
md h )35.0…15.0( ;
56)35.0…15.0( h =8.4…19. 6 mm.
Grosimea brațului trebuie să se coreleze cu dimensiunile c otului arborelui cotit (fig. 2.23).
Proiect de diplom ă
58
2/) (m pllah (2.73)
Înlocuind se obține:
2/)4435 108(h
= 14.5 mm
Se constată că dimensiunea obținută prin corelare se încadrează în intervalul calculat.
Lățimea brațului:
md b )9.1…7.1( ;
56)9.1…7.1( b = 95.2…1 06.4 mm.
Se adoptă
b = 98 mm.
2.6.5.3 Verificarea lagărului maneton la presiunea specifică
În scopul aprecierii condițiilor de fun cționare ale lagărului maneton, este necesar să se
cunoască presiunea maximă
max)(mp din lagăr:
mmm
mldRpmax
max)()(
(2.74)
unde
max)(mR este forța maximă din lagărul maneton, care are valoarea
max)(mR = 22.864 kN
Înlocuind se obține:
445664167)(maxmp
= 26.04 MPa
Presiunea maximă
max)(mp are valori de 40… 80 MPa pen tru motoare cu aprindere
prin comprimare și se constată că lagărul maneton verifică la presiunea maximă .
Fig. 2.23 Configurația unui cot de arbore cotit pentru motoare de
gabarit mic și mediu.
lm
rh
lp
dmdp
a b
Proiect de diplom ă
59
Cap 3. Construcția și elemente de calcul ale ambreiaj ului
3.1 Alegerea tipului constructiv
3.1.1 Rolul, cerințele și părțile componente ale ambreiajului
Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor
dezavantaje ale motorului cu ardere internă, care constau în: imposibilitatea pornirii sub
sarcină, existența unei zone de funcționare instabile și mersul neuniform al arborelui cotit.
Necesitatea includerii ambreiajului în transmisia automobilului este determinată de
particularitățile funcționării acesteia, caracte rizată mai ales de cuplarea și decuplarea
transmisiei automobilului de motor. Decuplarea este necesară la oprirea și frânarea totală a
automobilului sau la schimbarea treptelor de viteze, iar cuplarea este necesară la pornirea din
loc și după schimbarea vi tezelor. Prin decuplarea transmisiei de motor, roțile dințate din cutia
de viteze nu se mai află sub sarcină și cuplarea lor se poate face fără eforturi mari între dinți.
Cuplarea lină a arborelui primar al cutiei de viteze cu arborele cotit al motorului, care la o
turație ridicată, asigură creșterea treptată și fără șocuri a sarcinii la dinții roților dințate și la
piesele transmisiei, fapt care micșorează uzura și elimină posibilitatea ruperii lor.
Cerințele principale impuse ambreiajelor automobilelor su nt următoarele:
la decuplare, să izoleze rapid și complet motorul de transmisie, pentru a face posibilă
schimbarea vitezelor fără șocuri;
la cuplare, să îmbine lin motorul cu transmisia, pentru a evita pornirea bruscă din loc a
automobilului și șocurile în mecanismele transmisiei;
în stare cuplată să asigure o îmbinare perfectă între motor și transmisie, fără patinare;
elementele conduse ale ambreiajului să aibă momente de inerție cât mai reduse pentru
micșorarea sarcinilor dinamice în transmisie;
să aibă o funcționare sigură și de lungă durată;
acționarea să fie simplă și ușoară;
regimul termic să aibă valori reduse și să permită o bună transmitere a căldurii în
mediul înconjurător;
să asigure la cuplare eforturi reduse fără a s e obține însă o cursa a pe dalei mai mare de
120-200 [mm] (limita superi oară la autocamioane). Forța la pedală, necesară
decuplării, nu trebuie să depășească 150 [N] la autoturisme.
Ambreiajele utilizate la majoritatea automobilelor sunt ambreiajele mecanice, la
care transmiterea m omentului motor la celelalte organe ale transmisiei se realizează prin
forțe de frecare ce se dezvoltă între două sau mai multe perechi de suprafețe în contact.
La ambreiajele de automobile se disting trei părți principale:
partea conducătoare, formată din piese care sunt permanent în legătură cu motorul (se
rotesc totdeauna când motorul funcționează);
partea condusă care cuprinde piesele ce sunt în legătură cu transmisia motorului;
mecanismul de funcționare, compus din piese ce transmit comanda de acțio nare a
ambreiajului .
3.1.2 Alegerea tipului constructiv
Pentru proiectarea ambreiajului autovehiculului din tema de proiect se studiază soluția
constructivă a ambreiajului cu arc central tip diafragmă. Adoptarea ca soluție constructivă a
ambreiajului cu arc central de tip diafragmă se justifică datorită următoarelor particularități:
Proiect de diplom ă
60
acționarea ambreiajului este mai ușoară deoarece forța necesară decuplării este mai
mică la acest tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară;
forța cu care arcul d iafragmă acționează asupra plăcii de presiune este aproximativ
constantă;
Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în figura 3.1.
Fig. 3.1 Ambreiaj cu arc central de tip diafragmă
Secțiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arc central, tip diafragmă
1-flanșă arbore cotit; 2 -bucșă de bronz; 3 -arbore ambreiaj; 4 -volant; 5 -carcasă ambreiaj;
6-coroană dințată volant; 7 -garnituri disc ambreiaj; 8 – placă disc ambreiaj; 9-arcuri
elicoidale; 10 -diafragmă; 11 -rulment presiune; 12 -șurub f ixare; 13 – șuruburi; 14 –
etanșare; 15 – furcă; 16 -nit diafragmă.
Discul de fricțiune
Pentru a obține o cuplare cât mai bună a transmisiei cu motorul, ambreiajul
automobilului trebuie să fie cât mai elastic. La ambreiajul cu un singur disc, cuplarea se fac e
mai rigid și din această cauză discurile de fricțiune ale acestora au o construcție specială.
Partea periferică a discului reprezentată în figura 3.2 a, este împărțită în mai multe
sectoare 2, îndoite în afară sau înăuntru prin, alternare. Numărul sectoa relor se recomandă să
fie între 4 și 12, în funcție de diametrul discului. Tăieturile radiale care dau naștere la
sectoarele ondulate micșorează totodată și tendința spre deformare a discului metalic. În stare
liberă, între garniturile de fricțiune 1 și 3 există un joc δ = 12 [mm] iar când discul este
presat, ondulațiile încep sa se îndrepte treptat ceea ce asigură o frecare progresivă și deci o
cuplare lină.
Un dezavantaj al discurilor cu sectoare constă în dificultatea de a obține aceeași
rigiditate la toate sectoarele.
a b
Fig. 3.2 Construcția discurilor de fricțiune
Proiect de diplom ă
61
Garniturile de fricțiune
Materialul de bază pentru confecționarea garniturilor de fricțiune este azbestul, care
are o stabilitate chimică și termică foarte bu nă. Acesta poate fi utilizată sub forma unor fire
scurte sau sub forma unor texturi, care împreună cu inserții metalice, se presează în lianți de
tipul rășinilor sintetice, ale căror proprietăți influențează în mod hotărâtor funcționarea
ambreiajului. Cele mai răspândite incluziuni metalice sunt plumbul, zincul, cuprul și alama,
sub formă de sârmă, șpan sau pulbere.
Cerințele principale impuse garniturilor de fricțiune ale ambreiajelor sunt:
să asigure coeficientul de frecare dorit și asupra lui să influenț eze puțin variațiile de
temperatură, ale vitezei de alunecare și ale încărcării specifice;
să aibă o rezistență ridicată la uzură, mai ales la temperaturi înalte;
să-și refacă rapid proprietățile de fricțiune inițiale după încălzire urmată de răcirea
corespunzătoare;
sa aibă stabilitate mare la temperaturi ridicate;
să aibă proprietăți mecanice (rezistență, elasticitate, plasticitate) ridicate;
să se prelucreze ușor și să asigure o cuplare lină fără șocuri, la plecarea din loc a
automobilului.
Discul d e presiune
Pentru a asigura o presare uniformă a garniturilor de fricțiune, discul de presiune
trebuie sa fie rigid, iar pentru a reduce temperatura suprafețelor de frecare trebuie sa aibă o
masă suficient de mare, condiție necesară pentru preluarea unei cantități de căldură cât mai
mari. La ambreiajele monodisc, în scopul îmbunătățirii transmisiei de căldură, discul de
presiune este prevăzut la exterior cu aripioare de răcire, de forma paletelor de ventilator.
Fig. 3.3 Disc de presiune ambreiaj
Arcul central diafragmă
Ambreiajele cu arc tip diafragmă s -au impus în totalitate pe piața de ambreiaje datorită
gabaritului sau axial redus, făcând posibilă montarea în spațiile tot mai mici din jurul
motorului. Arcul tip diafragmă îndeplinește totodată și fun cția de cuplare/decuplare prin
presiune/depresiune a ambreiajului. Arcul central diafragmă este un disc subțire din oțel, de
formă tronconică, având o serie de brațe elastice formate din tăieturi radiale.
Arcul central sub formă de diafragmă este un disc d e oțel subțire, prevăzut cu tăieturi radiale
(figura 3.4a).
Proiect de diplom ă
62
Fig. 3.4 Construcția și funcționarea arcului tip diafragmă
În stare liberă, arcul are o formă tronconică, iar la montare în ambreiaj el este deformat
în raport cu inelul exterior 3 și apasă cu partea exterioară pe discul de presiune 1. La
decuplare, arcul 4, fiind acționat de rulmentul de presiune 5 (figura 3.4c), se deformează în
raport cu inelul interior 2, iar partea lui exterioară se deplasează spre dreapta împreună cu
discul 1 (prin interme diul elementului de legătura 6).
Mecanismul hidraulic de comandă al ambreiajului
Trecerea ambreiajului din starea cuplată (normală), în starea decuplată se obține în
urma acțiunii de debreiere și se realizează prin intermediul sistemului de acționare, ca re
desface legătura de cuplare.
Comanda hidraulică a ambreiajului, figura 3.5, ca principiu de funcționare și realizare
constructivă, este similară comenzii hidraulice a frânelor și se compune, în principal din:
pedala ambreiajului 1, cu arcul de rapel 13 ;
pompa centrală a ambreiajului 3, cu rezervor de lichid ce se montează pe torpedou în
partea exterioară;
Fig. 3.5Comanda hidraulică a ambreiajului
1-pedala ambreiajului; 2 – tija pompei centrale; 3 – cilindrul pompei;4 – pistonul pompei; 5 –
arcul pistonu lui; 6 – conductă; 7 – cilindrul receptor; 8 – pistonul cilindrului receptor; 9- tija
cilindrului receptor; 10 – furca de debreiere; 11 – șurub de reglaj; 12 – arc; 13 – arcul pedalei; 14 –
arc; 15 – discul condus; 16 – placa de presiune; 17 – arcul ambreiajului; 18 – pârghie de
debreiere; 19 – șurub; 20 – manșonul si rulmentul de presiune; 21 – carcasa ambreiajului; 22 –
carcasa discului de presiune;
Proiect de diplom ă
63
Principalul avantaj al sistemului este efectul multiplicator obținut prin adoptarea unui
diametru pentru cilindrul recept or superior celui al cilindrului pompei de comandă.
În figura 3.6 sunt prezentate două soluții:
a b
Fig. 3.6 Cilindru receptor integrat manșonului de decuplare
a – cu etanșare frontală; b – cu etanșare radial ă
3.2 Stabilirea parametrilor principali de calcul
3.2.1 Determinarea momentului de calcul
Pe baza analizelor modelelor similare de autovehicule se alege pentru autovehiculul
din tema de proiect următoarele:
motor cu ardere internă având:
Mmax =255 [Nm] ; nM = 2500 [rot/min];
Pentru ca ambreiajul să transmită momentul maxim dezvoltat de motor fără să
patineze, pe toată durata de funcționare chiar și după uzarea garniturii de frecare când
valoarea forței de apăsare a arcurilor de presiune scade este necesar ca momentul de frecare a
ambreiajului să fie mai mare decât momentul maxim al motorului. Momentul de calcul al
ambreiajului reprezintă momentul față de care se dimensionează elementele ambreiajului.
Acesta se determină cu relația:
5.382max M Mc [N·m] (3.1)
unde :
cM – momentul de calcul al ambreiajului;
– coeficient de siguranță al ambreiajului;
maxM – momentul motor maxim.
Pentru autoturisme avem, conform literaturii de specialitate:
= (1,3…1,75) adoptăm
= 1.5.
Proiect de diplom ă
64
3.3 Construcția și calculul discului de ambreiaj
3.3.1 Calculul garniturilor de frecare
Figura 3.7 Garnitura de frecare a ambreiajului
Raza exterioară a garnituri de frecare se determină cu relația:
re3
3Ma 103
2 i p0 1c3
unde :
(3.2)
i = 2 – numărul de suprafețe aflate în contact;
c =
; pentru autovehicule c = (0.55…0.75); se adoptă c = 0. 65 deoarece motorul este
rapid;
Valorile superioare ale lui c corespund motoarelor ce funcționează la turații ridicate
deoarece alunecările dintre suprafețele de frecare sunt mai intense la periferie.
][280 mm256 mm1282mm128
mm DR
ee
Deoarece dimensiunile garniturilor de frecare sunt standardizate se adoptă, conform ST AS
7793 -83 prezentat în Anexa :
diametrul ext erior al garniturii:
eD 280 [mm];
diametrul interior al garnituri:
iD 182 [mm];
grosimea g = 3. 5 [mm].
Raza exterioară a garniturii de frecare: Re =
=190 [mm];
Raza interioară a garniturii de frecare: Ri =
=91 [mm];
Raza medie a suprafeței de frecare se determină cu:
32.11732
2 23 3
i ei e
mR RR RR
[mm]; (3.3)
3.3.2 Determinarea forței de apăsare a discului de presiune a ambreiajului
Din condiția ca mome ntul de calcul
cM să fie egal cu momentul de frecare a
ambreiajului
aM rezultă următoarea relație:
310
mc
aRiMF
=543.5 [daN] (3.4)
Proiect de diplom ă
65
– coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului; pentru frecare ferodou fontă
= (0.25…0.3 5) se adoptă
= 0.3.
aF – forța de apăsare asupra discului;
3.3.3 Verificarea garnituri de frecare
Veri ficarea presiuni specifice dintre garniturile de frecare
Presiunea specifică între supape se determină cu relația:
'AFpa
53.1 [daN/cm2] (3.5)
Pentru garniturile de frec are de ferodou valoarea admisă a presiuni specifice este
cuprinsă între (1,5…3,5)[daN/cm2]. Se observă că p<p a deci garniturile de frecare rezistă la
presiune.
Verificarea la uzură a garniturii de frecare
Aprecierea solicitărilor la uzură a garniturii de frecare se face utilizând lucrul mecanic
specific de frecare la patinare
SL în regimul pornirii de pe loc. Acesta se determină cu relația:
2cmm daN
'AiLLS
(3.6)
unde:
L – reprezintă lucrul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului
Lnrr2
30i02 itrI2Ga
gn
3600Ga22
k2
3Ga2
kGa
gn
30
(3.7)
unde:
aG = 1165 [daN] – greutatea totală a autovehiculului ;
rr – raza de rulare a roților motoare în metri;
0r = 0.3075 [m] – raza liberă a roți i care se determină pe baza caracteristici anvelopei
m 28.0 93.00 r rr
;
iI = 2.3– raportul de transmitere al treptei întâi de viteză;
i0 = 2.2– raportul de transmitere al transmisiei principale;
A’ – aria suprafeței de frecare;
6.3554'2 2i eD D A [cm2] (3.8)
Din relația (3.7) rezultă:
76170L [N·m ]
Din relația (3.6) rezul tă:
2cmmN 107.1SL
Valoarea admisibilă a lucrului mecanic specific la patinare:
2)120…100(cmmNLSa
.
Se observă că
Sa SL L rezultă ambreiajul rezistă la uzură.
Proiect de diplom ă
66
3.4 Calculul discului de presiune și al arcului diafragmă
Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcurilor de
suprafața de frecare, componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului,
suport pentru arcuri și eventualele pârghii de debreiere și masă metalică pentru prelu area
căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului.
Față de aceste funcții, predimensionarea lui se face din condiția preluării căldurii
revenite în timpul patinării fără încălziri periculoase.
Asimilăm discul condus cu un corp cilindric cu dimen siunile bazei:
raza exterioară:
][194 4 mm r R red e ed ;
raza interioară:
][87 4 mm r R rid i id .
Înălțimea necesară a discului de presiune este:
) (2 2
id edrrmh = 3.27[mm] (3.9)
unde:
][65.0 kgtcLm : masa pieselor ce se încălzesc;
5,0 : coeficientul care exprimă partea din lucrul mecanic preluat de discul de
presiune al ambreiajului;
3.4.1 Calculul arcului central tip diafragma
Fig. 3.8 Elementele geo metrice ale un ui arc diafrag mă
Forțele care solicită arcul diafragmă în cele două situ ații de reze mare care apar în
timpul funcționării a mbreiajului sunt prezentate în figura 3.9a., pentru situ ația ambreiat, și în
figura 3.9b, pentru situ ația debreiat.
Se conside ră că arcul diafrag mă prezintă două ele mente funcționale reunite într -o
singură piesă partea tronconi că plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune,
și lamelele, care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de
debreiere.
a b
Fig. 3.9 Forțele care acționează asupra ambreiajului
a – starea ambreiat; b – starea debreiat
Arcul diafragmă are următoarele dimensiuni:
înălțimea totală a arcului H;
înălțimea arcului h;
grosimea arcului S;
Proiect de diplom ă
67
diametrul de așezare d 2;
diametrul exterior al arcului d 1;
diametrul interior d 3.
Solicitările maxime obținute în arc sunt următoarele:
în arc m omentul radial M 1 dat de forțele F, Q și forța tăietoare T 1:
2 1 12ddFM (3.10)
unde F reprezintă forța de ambreiere.
în pârghii momentul încovoietor M 2 și forța tăietoare T 2 :
) (2) (22 1 3 2 2 ddFd dQM (3.11)
unde Q este forța de debreiere.
Constructiv se adoptă următoarele dimensiuni:
diametrul exterior al arcului d 1 = D e – 20 = 260 [mm];
diametrul interior d 3 = 28 [mm];
numărul de pârghii z = 18 [mm];
diametrul de așezare d 2 = d 1 – 20 = 240 [mm];
grosimea arcului s = 3.9 [mm];
înălțimea arcului H = 8 [mm];
înălțimea zonei pline a arcului h = H ·
= 0.6 9 [mm];
săgeata arcului acționat f = 1.7 · h = 1.17 [mm];
Din relațiile (3.10) și (3.11 ) rezultă:
momentul radial
38.5422 1 1 ddFM [N·m];
forța de debreiere
41.538
3 22 1d dddFQ [N];
Forța F determină în secțiunile arcului eforturi unitare axiale ζ t. Deoarece celelal te eforturi
ce apar în arc sunt neglijabile în raport cu efortul ζ t , atunci calculul de rezistență se face
numai pentru acest efort, folosind relația:
] [100 )2() 1(4
3 2 2
1 12MPa skfhkdkfE
t t
; (3.12)
unde:
E = 2,1 · 105 [N/mm2]– modulul de elasticit ate al materialului;
µ = 0,25 – coeficientul lui Poisson;
f = 5 .3 [mm] – deformația arcului în dreptul diametrului d 2;
s = 2 [mm] – grosimea discului;
k1, k2, k3 – coeficienți de formă ce au relațiile;
141.0
ln2) 1(1
21 2 12 12
12
1
dd dddddd
k
(3.13)
Proiect de diplom ă
68
98.0 1
ln1
ln6
2121
212
dddd
ddk
(3.14)
994.01
ln3
21
213
dd
ddk
(3.15)
Pe baza relațiilor rezultă efortul maxim:
202 ) 1(4
3 2 2
1 12 max
skfh kdkfE
t [MPa] (3.16)
Se va calcula forța cu care arcul apasă discul cu ajutorul următoarei formule:
2
2
1 122 14sfhfhdkfsEF
arcarc
= 6507 [N] (3.17)
Calculul forței de debreiere:
Fdeb = F arc ·
= 613.86 [N]. (3.18)
Pentru calculul deformațiilor în timpul debreierii se folosesc relațiile:
18.56
2 13 2
1 ddd df q [mm] (3.19)
18.10243
3 2
2 IEzd dQq [mm] (3.20)
unde:
coeficient de formă al lamelei Ψ=1. 315;
numărul de pârghii z = 18;
momentul de inerție al secțiunii lamelei:
33.7123
sbI [mm4] (3.21)
Atunci deformația în timpul debreierii este
2 1qqq (3.22)
q = 66.36 [mm].
3.5 Construcția și elemente de calcul ale arborelui ambreiajului
Arborele ambreiajului este supus solicitări de torsiune cu un moment egal cu
momentul de calcul al ambreiajului și solicitările de strivire și forfecare la nivelul canelurilor
de-a lungul cărora culisează discul condus.
Proiect de diplom ă
69
Fig. 3.10 Arborele ambreiajului
Din condiția de rezistență la torsiune se determină diametrul interior al arborelui
ambreiajului c u relația:
28.14 2,0102
max
taiMd [mm] (3.23)
unde:
ta – rezistența admisibilă la torsiune și are valorile:
ta = (1000…1200) [daN/cm2]; se
adoptă
ta =1000 [daN/cm2].
Materialul din care se confecționează arborele ambreiajului este oțel aliat pentru
cementare 21MoCr12 conform STAS 791 -80.
Deoarece arborii canelați au dimensiuni standardizate din STAS 1768 -68 se aleg următoarele
dimensiuni:
diametrul interior al canel urii: di = 28 [mm];
diametrul exterior al canelurii: de = 34 [mm];
numărul de caneluri: z = 6;
lățimea canelurii b = 7 [mm].
Verificarea la strivire a canelurilor arborelui ambreiajului se face cu relația:
22
max207.57 ) (10 4
cmdaN
d dhlzMP
i es (3.24)
Considerăm că condițiile de lucru sunt condiții obișnuite de lucru astfel ca luăm
lungimea discului condus ca fiind l = d e = 3.4 [cm].
Calculul înălțimii canelurii arborelui s -a realizat cu relația:
0.3[cm] 2i eddh (3.25)
Rezistența admisibilă la strivire pentru canelurile arborelui ambreiajului este
psa = (200…300)[daN/cm2].
Deoarece ps<psa rezultă că arborele rezistă la strivire.
Verificarea la for fecare se face cu relația:
22
max 88.96) (10 4
cmdaN
ddblzM
i ef (3.26)
Rezistența admisibilă la forfecare este:
2)300…200(cmdaN
fa .
Deoarece
fa f rezultă că arborele rezistă la forfecare.
Proiect de diplom ă
70
3.5.1 Analiza soluți ei constructive și elemente de calcul ale mecanismului de
acționare
La ambreiajele moderne se folosesc mecanisme de acționare hidraulică deoarece
acesta prezintă o serie de avantaje spre deosebire de cele mecanice:
limitează viteza de deplasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajului și prin
aceasta încercările transmisiei care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului;
randament mai ridicat deoarece nu conține multe articulații;
posibilitatea dispunerii în orice loc de pe autovehicul fără a fi necesa ră o soluție
constructivă complicată.
Calculul sistemelor de acționare se face în scopul determinării parametrilor acestuia în
condițiile în care forța de acționare exercitată de conducător asupra pedalei ambreiajului și
cursa pedalei trebuie să se situeze în limite ergonomice.
Calculul se desfășoară în două etape:
prima etapă fiind cea de dimensionare cinematică a sistemelor de comandă;
următoarea etapă cuprinde calculul de rezistență, când în funcție de mărimile de
intrare în sistem – forța la p edală și de caracteristicile cinematice ale sistemului, se
determină forțele și momentele din elementele componente, se identifică solicitările și
se efectuează calculele după metodele de calcul al organelor de mașini.
Se alege un sistem de acționare hidra ulică, cu cilindrul receptor integrat manșonului de
decuplare, prezentat în figura 3.11.
Fig. 3.11 Sistemul de acționare cu comandă hidraulică
3.5.2. Calculul mecanismului de acționare hidraulică
Schema de calcul a mecanismului de acționare hidraulic e ste dată în figura 3.12.
Fig. 3.12 Mecanismul cu acționare hidraulică
Proiect de diplom ă
71
Acest sistem are o parte mecanică de amplificare a forței și una hidraulică. Se adoptă
următoarele dimensiuni conform tabel 3.1:
Tabel 3.1 Dimensiunile mecanismului de acționare
a
[mm ] b
[mm] c
[mm] d
[mm] e
[mm] f
[mm]
320 20 120 120 45 24
Rezultă următoarele rapoarte de amplificare mecanice:
feK = 1.9 ;
baK1 = 16;
dcK2 = 1 (3.27)
Forța necesară la tija pistonulu i cilindrului de lucru F2 este:
h KKFF
22 = 181.26 [N]; (3.28)
m = (0.8…0. 95) randamentul sistemului de acționare hidraulic; se adoptă: m = 0.8.
Forța la tija pompei centrale este:
F1 = F p · K1 = 409.23 [N] (3.29)
Forța de apăsare pe pedală, necesară decuplării complete a ambreiajului:
·mdeb
iFFp
(3.30)
unde: i m este raport de tr ansmitere, are valoarea cuprinsa in intervalul (30…45); adoptam i m=
30
Fp = 25.57 [N]
Raportul de transmitere hidraulic este dat de relația:
12
FFKh =0.44 (3.31 )
Conform principiului lui Pascal:
2
22
2
114 4
dF
dF
hKdd2
12
2
12
FF
(3.32 )
Diametrul cilindrului pompei centrale se alege: d 1 = 45 [mm]
Diametrul cilindrului de lucru (receptor) va fi:
hK d d1 2 = 29.94 [mm] (3.33 )
Acest diametru se rotunjește la: d2 = 30 [mm]
Raportul de transmitere al mecanismului de acționare hidraulic:
fe
dc
ba
ddih 2
12
2 =13.28 <ih adm=50 (3.34 )
Cursa totală S p a pedalei ambreiajului este egală cu:
ba
fe
dciddS Ss p 2
12
2
1
= 76.34[mm] ≈ 7.6 [cm] (3.35 )
unde:
Sl = (2…4) [mm] deplasarea liberă a manșonului; se adoptă S l = 4 [mm];
Proiect de diplom ă
72
s = (0,4…0,8) distanța între suprafețele de frecare; se adoptă s = 0.8 [mm];
i = 2 – numărul de suprafețe de frecare.
Proiect de diplom ă
73
Cap 4. Calculul și construcția cutiei de viteze
4.1. Alegerea tipului constructiv
Cutii le de viteze mecanice în trepte , cu arbori cu axe fixe sunt ce le mai răspândite la
automobile, deoarece aceste tipuri sunt simple din punct de vedere constructiv și deci
fabricarea lor este ieftină.
Cutia de viteze în trepte se compune din :
mecanismul reductor sau cutia de viteze propriu -zis;
mecanismul de acționare;
dispozitivul de fixa re a treptelor;
dispozitivul de zăvorâre a treptelor.
Mecanismul reductor constituie partea principală a cutiei de viteze și servește la:
modificarea raportului de transmitere, în funcție de variația rezistențelor la
înaintarea automobilului; în plus ofe ră posibilitatea autopropulsării automobilului
cu viteze reduse, ce nu pot fi asigurate în mod direct de motorul cu ardere internă
care are turația minimă stabilă relativ mare;
inversor al sensului de mers al automobilului, cum sensul de rotație al motorul ui
este prin concepție unic, cutia de viteze conține elemente a căror dispunere
permite, când este necesară inversarea sensului de rotație a arborelui de ieșire;
decuplează motorul termic de roțile motoare deoarece prin concepție, ambreiajul
nu poate fi d ecuplat decât temporar, pentru situațiile în care este necesară
funcționarea motorului cu automobilul imobilizat, lanțul cinematic este întrerupt
prin aducerea elementelor mobile de cuplare într -o poziție neutră (punct mort).
În scopul asigurării unei bune adaptabilități a automobilului la condițiile concrete în
care are loc deplasarea, cutia de viteze trebuie să corespundă anumitor cerințe:
să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoarte de transmitere,
iar mărimea lor să fie determin ată în așa fel încât să asigure o utilizare rațională a
puterii în condițiile unor performanțe economice, dinamice și de poluare optime
pentru caracteristica motorului cu care se conlucrează;
în exploatare să prezinte siguranță , construcția să fie simplă, robustă, întreținere
ușoară, iar manevrarea să fie simplă, precisă și comodă;
să prezinte o gamă largă de utilizare.
Comanda cuplării, selectarea treptei și menținerea treptei cuplate se face prin
mecanismul de acționare .
Organizarea mecanismului reductor este realizată în concordanță cu:
soluția de organizare a echipamentului de tracțiune;
poziția motorului în raport cu axa longitudinală a automobilului;
dispunerea cutiei de viteze față de motor;
mărimea fluxului de putere transferat și cu numărul necesar de trepte de viteză.
La mecanismul reductor al cutiilor de viteze mecanice în trepte, raportul de
transmitere se poate realiza prin participarea:
unui singur angrenaj de roți dințate cu axe fixe, cum este cazul cutiilor de viteze cu doi
arbori (figura.4.1 ,a);
a două angrenaje de roți dințate cu axe fixe, ca în cazul cutiilor de viteză cu trei arbori
(figura.4.1,b);
a trei angrenaje de roți dințate, dintre care două cu axe fixe (organizate similar cutiei
de viteze cu trei arbori) și unul cu axe mobile (redu ctor planetar) ca în situația cutiilor
de viteze cu multiplicator planetar
Proiect de diplom ă
74
a) Treaptă de mers înainte b) Treaptă de mers înapoi
Fig. 4.1 Realizarea raportului de transmitere
Organizarea arborilor cutiei de viteze cuprinde:
1. arborele primar sau arborele de intrare ce primește mișcarea de la arborele cotit al
motorului prin intermediul ambreiajului și include sau susține pinioanele conducătoare
ale angrenajelor;
2. arborele secundar sau arborele de ieșire ce susține sau include roți le conduse ale
angrenajelor și transmite mișcarea direct sau indirect către puntea motoare.
Caracteristic cutiei de viteze cu doi arbori este că intrarea și ieșirea se face la o
anumită distanță (distanța între axele angrenajelor) de aceeași parte, în cazu l soluțiilor de
organizare a transmisiei de tip totul față, când în același carter cu cutia de viteze se găsesc
înglobate transmisia principală și diferențialul, sau în părți opuse în cazul soluției clasice –
motor față, punte motoare spate – soluție spec ifică autoutilitarelor ușoare, derivate din
autoturisme;
Schema cinematică și de funcționare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de viteză
pentru mersul înainte și cu una pentru înapoi este prezentată în figura 4.2.
Pe arborele primar ap se găsesc între lagărele roților fixe 1, 2, 3, 4 și în consolă roata
liberă 5; roțile 1, 2, 3, 4 și 5 se află permanent în angrenare cu roțile 1’, 2’, 3’, 4’, montate
libere și 5’ montată fix pe arborele secundar as.
În vecinătatea roților libere se găsesc mecanismele de cuplare cu sincronizare s1, s2,
și s3, ce servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru obținerea treptelor de mers înainte.
Funcționarea cutiei de viteze pentru mers înainte într -o treaptă oarecare are loc astfel:
de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar ap, roții dințate conducătoare r,
roții dințate conduse r’ și arborelui secundar as.
Legătura între roata liberă și arborele pe care acesta se sprijină se face prin dantura
de cuplare a sincronizatorului s la deplasarea manșonul ui acestuia din poziția neutră.
Roțile dințate 6, fixă pe arborele primar, și 6’, solidară cu manșonul de decuplare al
sincronizatorului s2 servesc la obținerea treptei de mers înapoi.
Proiect de diplom ă
75
Fig. 4.2 Schema cinematică a cutiei cu 2 arbori
a)organizarea cinem atică; b)lanțurile cinematice de funcționare în treptele 1…4; c) lanțul cinematic de
funcționare în treapta de mers înapoi; d) lanțul cinematic al treptei a V -a
4.2 Organizarea cinematică a mecanismului reductor
4.2.1 Arborii cutiei de viteze
Arborii cut iilor de viteze se montează pe carter ținând seama de organizarea
ansamblului și de particularitățile de funcționare ale fiecăruia dintre arbori. Lungimea lor este
determinată de soluția constructivă aleasă, de numărul de trepte de viteză, de dimensiunile
elementelor de cuplare și de felul etanșărilor. De aceea, la proiectare trebuie realizată
posibilitatea dilatărilor termice, pentru a nu se influența mărimea jocurilor din lagăre.
Luând în considerare deformațiile termice precum și necesitatea preluării e forturilor
axiale, rezultate din utilizarea angrenajelor cu roți dințate cu dantură înclinată și din
mecanismele de cuplare, rezultă ca regulă generală, faptul că lagărele pe care se sprijină
arborii se montează unul fix în direcție axial, pentru preluarea forțelor axiale, iar celălalt liber
în direcție axială, pentru preluarea deformațiilor termice.
Asamblarea componentelor ce urmează a fi solidarizate cu arborii (roți dințate,
butuci ai sincronizatoarelor) se realizează prin caneluri. Cel mai utilizat tip de caneluri este cel
cu profil evolventic.
Centrarea elementelor asamblate pe arbori se face pe caneluri sau pe diametrul
exterior. Centrarea pe flancuri este utilizată pentru componentele fără mișcare relativă față de
arbore (roți fixe); centrarea pe di ametrul exterior se utilizează în cazul roților montate liber.
4.2.2 Lagărele cutiei de viteze
Sunt componente prin intermediul cărora arborii mecanismului reductor se sprijină
pe carter pentru a le permite:
fixarea și ghidarea,
rotația și preluarea ef orturilor în timpul funcționării.
Principalele cerințe funcționale sunt:
funcționarea silențioasă;
capacitate portantă mare la un gabarit minim;
durabilitate;
reglaje minime în exploatare și să permită variațiile de lungime ale
arborilor.
În construcția cu tiilor de viteze sunt utilizate lagăre cu alunecare (lagăre fluide) și
lagăre cu rostogolire (rulmenți).
Proiect de diplom ă
76
Alegerea tipului de lagăr se face în funcție de:
organizarea transmisiei – carter comun al cutiei de viteze și al punții
motoare;
poziția motorului (tr ansversal sau longitudinal) ce implică utilizarea unui
angrenaj cilindric sau conic pentru transmisia principală;
poziția cutiei de viteze – în prelungirea motorului sau în partea inferioară a
acestuia;
tipul și mărimea încărcărilor – radiale, radial -axial e.
Lagărele cu alunecare (fluide) pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductor pe
carter sunt utilizate în construcția cutiilor de viteze, deoarece necesită o ungere din abundență
(sub presiune), realizabilă obligatoriu prin utilizarea unei pompe de ulei.
Avantajele acestui tip de lagăr sunt: suportă sarcini radiale foarte mari la un gabarit
minim (0,001 față de 0,0015 în cazul rulmenților cu bile, sau 0,003…0,005 pentru rulmenți cu
role).
Lagărele cu rostogolire (rulmenți) sunt cele mai răspândite î n construcția cutiilor de
viteze, deoarece se adaptează perfect ungerii prin barbotare.
Clasificarea rulmenților cutiilor de viteză și caracteristicile lor generale sunt cuprinse
în tabelul 4.1.
Tabelul 4.1. Tipuri de rulmenți utilizați în cutiile de viteză .
Tipul rulmentului Capacitatea de a prelua forțe
Axiale Radiale Rulmenți simplii Rulmenți radiali cu bile pe un
rând cu calea de rulare adâncă Depinde de
adâncimea
canalelor din
căile de rulare Medie
Rulmenți radiali -axiali cu bile
cu simplu efect Medii într -un
singur sens Medie
Rulmenți radiali -axiali cu role
conice pe un singur rând Mari, într -un
singur sens Mari
Rulmenți radiali cu role
cilindrice pe un singur rând Nule Foarte mari
Rulmenți radiali cu ace Nule Mari Rulmen ți
compuși
Rulmenți radiali -axiali cu bile
cu dublu efect Medii, în
ambele sensuri Mari
Rulmenți radiali cu role
cilindrice pe două rânduri Foarte mari, în
ambele sensuri Mari
Proiect de diplom ă
77
În corelație cu prezentările de mai înainte și cu recomandările din tabe lul 4.1. în
figura 4.3. se prezintă o sinteză a lagărelor cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze.
Fig. 4.3 Lagăre cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze
Rulmenții au în componență elemente de rostogolire – bile, role, ace – montate între
inelul interior și inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile,
ale lagărului.
În cazul în care gabaritul disponibil este minim, unul dintre inele rulmenților cu role
cilindrice sau cu ace poate să lipsească , astfel încât corpurile de rostogolire sunt în contact
direct cu un element exterior (ex. roată liberă), sau interior (ex. arbore secundar).În acest caz
aceste căi de rulare neconvenționale îndeplinesc cerințele severe de calitate și duritate
necesare bun ei funcționări.
Montarea rulmenților este dependentă de tipul lor. La rulmenții cu bile sau cu role
cilindrice nu se montează niciodată cu strângere ambele inele, deoarece există riscul
deteriorării lagărului prin diminuarea jocului de funcționare. Pentru arbore (cazul general al
rulmenților cutiei de viteze) inelul interior se montează cu “strângere”, iar inelul exterior cu
“cu alunecare”.
Rulmenții cu role conice, în general, se montează pe arbore în pereche și în opoziție,
în ”X”.
Forțele axiale pot fi p reluate și printr -un rulment compus – rulment biconic.
Concepția acestui tip de rulment simplifică construcția ansamblului. Jocul de funcționare,
determinat constructiv, este marcat pe rulment, fără a se putea intervenii asupra mărimii lui.
4.2.3. Roțile dințate
Roțile dințate utilizate la cutiile de viteză au dantură înclinată, cu profil în evolventă
deoarece asigură sporirea capacității portante a danturii, permite corectarea danturii și
realizează funcționarea fără zgomot.
Roțile dințate cu dinți drepț i sunt simple și ieftine dar funcționează zgomotos și se
uzează rapid. Utilizarea lor este limitată de realizarea treptei de mers înapoi, când se folosesc
angrenaje decuplabile cu roți baladoare.
Dantura înclinată se folosește întotdeauna când roțile dința te sunt în angrenare
permanentă. Față de cele cu dinți drepți sunt mai rezistente, permit micșorarea distanței între
axe, funcționează uniform și cu zgomot redus.
Ca dezavantaje utilizarea danturii înclinate determină apariția forțelor axiale cu
necesitate a preluării lor, iar în utilizarea angrenajelor permanente determină apariția reducerea
randamentului, prin frecările suplimentare dintre roți și arbore, și lungimea cutiei, prin
introducerea elementelor de cuplare. Unghiul de înclinare are valori cuprinse între 20…300,
Proiect de diplom ă
78
crescătoare de la prima spre ultima treaptă de viteză
La roțile dințate ale treptelor superioare, unde rapoartele de transmitere sunt reduse și
roțile au dimensiuni apropiate, se folosește uneori corectarea danturii prin modificarea
unghiulu i de angrenare de la 200 la 17030‟ sau la 140.
În construcția cutiei de viteze, roțile dințate pot fi montate dependente de rotația
arborelui, sau independente (libere) de aceasta. S -a arătat că roțile dependente pot fi executate
împreună cu arborele, sau se montează pe arbori prin îmbinări demontabile sau
nedemontabile.
Roțile dințate libere, care prin rigidizare cu arborele secundar formează diferitele
trepte de viteză, se montează fie rezemate direct pe arbore, fie rezemate prin lagăre d e
alunecare, sau lagăre de rostogolire (figura 4.4.).
4.2.4 Mecanisme de cuplare a treptelor
La angrenajele de roți dințate aflate permanent în angrenare, solidarizarea roții libere
pentru realizarea treptei de viteză se face prin mecanis me de cuplare.
Necesitatea mecanismelor de cuplare este impusă de caracteristicile de funcționare
ale cutiei de viteze la schimbarea treptelor de viteză, când între elementele anterior cuplate și
cele care urmează a se cupla apar viteze unghiulare de rota ție diferite. În aceste condiții,
pentru evitarea solicitărilor dinamice de impact la cuplarea treptelor, egalizarea vitezelor
unghiulare este posibilă numai prin manevre de conducere efectuate de conducător.
Fig. 4.4 Roțile dințate
Proiect de diplom ă
79
Fig. 4.5 Sincron cu inerț ie
4.2.5. Carterul cutiei de viteze
Carterul mecanismului reductor:
reunește elementele ansamblului cutiei de viteze și le menține în poziția de
funcționare;
protejează organele interne de mediul exterior și conservă uleiul necesar ungerii și
răcirii elementelor aflate în mișcare relativă;
permite fixarea ansamblului transmisiei pe carterul motorului în cazul grupului
motopropulsor compact;
în cazul transmisiilor organizate după soluția totul față, înglobează mecanismele
centrale ale punții motoare: t ransmisia principală și diferențialul.
Carterul cutiei de viteze trebuie să îndeplinească următoarele cerințe:
să fie rigid și ușor, etanș;
bine ventilat pentru a evita suprapresiunea internă la creșterea temperaturii în
funcționare;
puțin mai zgomotos pri n evitarea amplificării vibrațiilor provenite de la angrenaje și
de motor;
să evacueze rapid căldura în timpul funcționării.
a) Concepte tehnologice
Concepția carterului cutiei de viteze se face ținând seama de:
satisfacerea rolului funcțional;
tipul de organizare a echipamentului motopropulsor și poziția cutiei (longitudinală,
transversală);
seria de fabricație;
posibilitățile tehnologice;
derivatele opționale ale cutiei de bază (4×2 față, spate sau integrală).
Deși carterul satisface diferite cerințe d e fabricare, el poate fi necorespunzător din
punct de vedere al zgomotului în funcționare. Aceasta se datorează în general vibrațiilor
emise de angrenaje, vibrații care pot fi amplificate prin efectul de “membrană” al unora dintre
Proiect de diplom ă
80
părțile laterale ale cart erului.
Diminuarea zgomotului se face printr -o nervurare corespunzătoare a pereților
ansamblului.
În stare de proiect, carterul cutiei de viteze nu satisface decât rolurile principale
enumerate. Tehnologia adoptată de constructor poate să -i confere în plus un raport de
calitate/preț optim.
Complexitatea, forma și aspectul pieselor variază în funcție de: materialele utilizate
(aluminiu sau fontă) procedeul de turnare a semifabricatelor.
Alegerea materialului depinde atât de aspecte funcționale cum ar fi încă rcare,
zgomot, cât și de aspecte tehnologice ca producția zilnică, procedeul de turnare și tehnologia
de uzinare disponibilă . De regulă, în construcția unui carter al cutiei de viteze, datorită
dificultăților de obținere a calităților suprafețelor la uzi nare cu aceeași viteză de așchiere și
modificării diferențiate a formei și dimensiunilor la creșterea temperaturii, se utilizează un
singur tip de material.
Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor și autoutilitarelor ușoare se toarnă din
aliaje de aluminiu. Compoziția chimică depinde de procedeul de turnare. Astfel se utilizează
aliajul:
AS10U4 la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare;
AS9U4 la turnarea statică în cochilă metalică a pieselor de serie medie;
AS5U3 la turnarea în formă de nis ip a pieselor prototip și serie foarte mică.
b) Ventilația carterului
Frecările dintre elementele aflate în mișcare relativă sporesc temperatura internă,
ceea ce determină dilatarea aerului și creșterea presiunii.
La valori mari, creșterea presiunii poate deforma garniturile de etanșare, provocând
pierderi de ulei. Temperatura poate urca până la 1500C și poate atinge chiar 1700C (la nivelul
suprafețelor de frecare ale sincronizatoarelor).
Pentru a evita scurgerile de ulei, cutiile de viteze sunt echipate c u o supapă de
aerisire, ce permite ieșirea sau intrarea aerului, dar oprește trecerea particulelor solide sau
lichide.
Amplasarea supapei se face în partea superioară a carterului, într -o zonă în care
aceasta este protejată de stropii de ulei.
c) Etanșare a carterului cutiei de viteze
La asamblarea elementelor ce constituie cutia de viteze există două tipuri de etanșări:
etanșări între elementele statice (ce formează carterul cutiei de viteze);
etanșări între elementele cu mișcare relativă (arbori, axe și c arter).
Când este necesară etanșarea arborilor de transmisie intrare și ieșire sau a axelor de
comandă, se apelează la manșetele de etanșare cilindrice cu una sau cu două margini de
etanșare.
Materialele utilizate în construcția acestora sunt dependente de regimul termic
maxim al ansamblului cutiei de viteze: nitril (900C), poliacrilat (1200C) etc.
d) Construcția carterului cutiei de viteze
Carterul asamblat (figura 4.6) reprezintă o soluție specifică transmisiilor
autoturismelor și autoutilitarelor ușoar e organizate după soluția totul față, cu motorul
amplasat longitudinal sau transversal.
Uzinarea este mai complexă decât cazul carterului monobloc, deoarece se are în
vedere existența unor suprafețe suplimentare cum ar fi cele de asamblare și cele de cent rare a
elementelor componente.
Carterul asamblat poate fi obținut prin turnare sub presiune( conferă pieselor finite:
Proiect de diplom ă
81
precizie mare, rigiditate satisfăcătoarele și masă redusă) a elementelor componente.
Carterul asamblat al cutiilor de viteze longitudinale satisface toate soluțiile de
organizare a transmisiei care sunt folosite când motorul este amplasat longitudinal: clasică,
totul față sau integrală. Construcția este realizată din două semicartere ce conțin în planul de
asamblare axele arborilor.
Fixarea pe motor a cutiei de viteze se face fie printr -o flanșă ce delimitează carterul
ambreiaj, fie printr -un carter ambreiaj separat.
Elementele ansamblului sunt:
carter ambreiaj și mecanismele centrale ale punții motoare;
carter mecanism reductor cutie de viteze și capac treapta a V -a (doi arbori,
cinci trepte)
4.2.6. Ungerea cutiei de viteze
Ungerea componentelor cutiei de viteze este necesară pentru diminuarea pierderilor
de energie prin frecare și a uzurii componentelor cutiei de viteze și pentru evac uarea căldurii.
Modul în care se realizează ungerea în cutiile de viteze este dependent de poziția
cutiei de viteze în raport cu motorul.
Ungerea mixtă, sub presiune -barbotare, se folosește în cazul cutiei de viteze montată
sub motor, când ungerea este asi gurată de uleiul motor și se efectuează mixt prin presiune și
barbotare.
Ungerea prin barbotare se folosește în cazul cutiei de viteze independentă de motor,
situația majorității automobilelor, când nu dispune de o pompă de ulei.
Pentru asigurarea ungerii, roțile dințate ale arborelui (arborilor) inferior sunt parțial
imersate în ulei, asigurând în acest fel ungerea danturii aflate în contact. Centrifugarea
uleiului provoacă o pulverizare a acestuia asupra tuturor organelor interne și proiectarea unei
cantități pe pereții carterului. Acest contact cu carterul contribuie în mare parte la răcirea
uleiului.
În plus, centrifugarea antrenează o circulație de ulei din centru către periferia
pinioanelor. Pentru a valorifica acest fenomen, un alezaj practicat în int eriorul arborilor
permite aspirarea uleiului prin centrul arborelui, realizând astfel ungerea alezajelor roților
libere.
Ungerea părților frontale ale pinioanelor libere se face frecvent prin practicarea unui
canal circular excentric pe fața opusă mecanism ului de cuplare, canal care asigură o circulație
de ulei satisfăcătoare.
Nivelul uleiului în baia de ulei a cutiei de viteze este controlat frecvent prin
poziționarea bușonului de umplere pe unul din pereții laterali la o înălțime precis determinată
de con structor prin teste complexe.
La partea inferioară a carcasei se găsește un bușon de golire, care este prevăzut de
a) b)
Fig. 4.6 Construcția carterului asam blat
Proiect de diplom ă
82
cele mai multe ori cu un magnet ce colectează particulele metalice.
4.3 Dimensionarea angrenajelor cu roți dințate
Calculul cutiilor de vi teze urmărește determinarea parametrilor acestora pentru
obținerea, din faza de proiectare, a unor calități dinamice și economice optime pentru
automobilul respectiv. Calculul cutiilor de viteze cuprinde dimensionarea și verificarea
angrenajelor, dimension area și verificarea arborilor, calculul rulmenților, dispozitivelor de
cuplare a treptelor și calculul elementelor mecanismului de acționare.
Etapele de calcul la dimensionarea angrenajelor presupune dimensionarea geometrico –
cinematică, verificarea de rez istență și verificarea durabilității.
4.3.1. Dimensionarea geometrico -cinematică
Această etapă cuprinde determinarea numărului de dinți ai roților care compun
angrenajele, predimensionarea modulului danturii, determinarea distanței între axe și a
elementelor geometrice ale roților și angrenajelor.
În aceste condiții, pentru calculele de predimensionare se recomandă ca pentru modulul
danturii roților dințate să se adopte valori similare ale tipurilor existente și care s -au dovedit
corespunzătoare.
Momentul se determină funcție de momentul la arborele secundar M s pentru treapta a
I-a:
Ms = MM icv1 ηcv= 551.31 [N m] (4.1)
unde:
MM = 255 [Nm]: momentul maxim al motorului;
icv1 = 2.29 : raportul de transmitere a t reptei întâi de viteze;
η=cv = 0.94 – randamentul cutiei de viteze.
Se adoptă conform STAS 821 -82 modulul normal, m n = 2 [mm] (modulul în funcție de
momentul motor și diametrul Pitch).
Determinarea distanței dintre axe și a numerelor de dinți ai roților dințate se face
ținând seama de:
realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate din condițiile de
conlucrare motor -transmisie, având în vedere faptul că roțile dințate au un număr
întreg de dinți;
obținerea dimensiunilor minime de ga barit prin alegerea, pentru roata cu cel mai mic
diametru, a numărului minim de dinți.
Pentru roțile dințate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, numărul de dinți ale roților de pe
arborele primar sunt date de relația:
Proiect de diplom ă
83
(4.2)
iar pentru cele ale arborelui secundar:
(4.3)
unde:
β unghiul de înclinare de divizare al angrenajului, β = (25°…45°); se adoptă β = 15°;
icvk este raportul de transmitere al treptei k de viteze;
aw reprezintă distanța dintre axele arborilor dată de formula:
√ (4.4)
Valoarea distanței este standardizată și se adoptă valoarea a w = 180 [mm].
Tabel 4.2 Numarul de din ți ai roții dințate ai arborilor cutiei
Treapta de viteză Număr dinți roată dințată
arbor e primar Număr dinți roată dințată
arbore secundar
I 34 118
II 42 109
III 51 100
IV 60 90
V 70 81
Calculul rapoartelor reale de transmisie pe trepte:
(4.5)
Tabel 4.3 Raport de angrenare real
Treapta de viteză Raport de angrenare real
I 2.269
II 1.787
III 1.29
IV 1.125
V 0.9
Recal cularea unghiului de înclinare pe trepte:
]2)1(arccos1
wk nauzm
(4.6)
1= 1.231 [rad] = 70.529
cvk nk w
ki maz1cos 2
cvk ncvk k w
ki mi az1cos 2!
Proiect de diplom ă
84
Calculul modulului fr ontal pe trepte:
(4.7)
Tabel 4.4 Modul frontal pe trepte
Treapta d e viteză Modulul frontal
I 2.118
II 2.118
III 2.118
IV 2.118
V 2.105
Calculul diametrelor de divizare ale pinioanelor:
dw= z · m t (4.8)
Tabel 4.5 Diametrul de divizare al pinionului
Treapta de viteză Diametru divizare pinion
[mm]
I 110.118
II 129.176
III 148.235
IV 169.412
V 198.474
Calculul diametrelor d e divizare ale roților:
dw‟ = z‟ · m t (4.9)
Tabel 4.6 Diametru divizare al ro ții
Treapta de viteză Diametru divi zare roti
[mm]
I 249.882
II 230.824
III 211.765
IV 190.588
V 170.526
Valoarea înălțimii capului dintelui:
han= m t = 2.5 [mm]
Proiect de diplom ă
85
Valoarea înălțimii jocului la fundul dinte lui:
cn = 0,25 · m t = 0.5 [mm]
Diametrul de picior al pinioanelor:
df = d – 2·(h an + cn) (4.10)
Tabel 4.7 Diametrul de picior al pinionul ui
Treapta de viteză Diametru de picior pinion
[mm]
I 107.618
II 126.676
III 145.735
IV 166.912
V 186.974
Diametrul de vârf al pinioanelor:
Da1‟ = d f1 + 2·(h an + cn) (4.11)
Tabel 4.8 Diametrul de cap de referință pinion
Treapta de viteză Diametru de cap referinta
pinion
[mm]
I 112.618
II 131.676
III 150.735
IV 171.912
V 191.974
Diametr ul de vârf al roților:
d‟
a = d‟ + 2·(h an + cn) (4.12)
Proiect de diplom ă
86
Tabel 4.9 Diametrul de cap de referință roată
Treapta de viteză Diametru de cap referinta
roata
[mm]
I 252.382
II 233.324
III 214.265
IV 193.088
V 173.026
Calculul lățimii roților dințate se face în funcție de un coeficient de lățime a
danturii :
12.02
ua (4.13)
Tabel 4.10 Coeficientul de l ățime a danturii
Treapta de viteză Coeficient de lăț ime a
danturii
I 0.122
II 0.144
III 0.165
IV 0.188
V 0.211
Lățimea roții de pe arborele secundar :
b‟ = a w · ψa (4.14)
Tabel 4.11 Lățimea roților de pe arborele secundar
Treapta de viteză Lățime roților de pe
arborele secundar
[mm]
I 22.024
II 25.835
III 29.647
IV 33.882
V 37.895
Lățimea roții de pe arborele primar :
b = b‟ + 0.5· m n (4.15)
Proiect de diplom ă
87
Tabel 4.12 Lățimea roților angrenajelor din cutia de viteze
Treapta de
viteză b
I 23.024
II 26.835
III 30.647
IV 34.882
V 38.895
4.4 Calculul forțelor din an grenajele cu roți dințate
Angrenajele cutiilor de viteze se verifică prin calcul la încovoierea dinților și la
presiunea de contact, în condițiile solicitării sub acțiunea sarcinilor de regim și sarcinilor
dinamice (sarcini de vârf).
Pentru calculul dan turii există mai multe metode, dintre care cea mai frecvent folosită
este metoda lui Lewis. Această metodă consideră că întregul moment se transmite prin
intermediul unui dinte, considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acționează forța
normală F n după linia de angrenare N -N și este aplicată la vârful dintelui.
Forța nominală se distribuie pe fâșia de contact dintre dinții aflați în angrenare
producând ca solicitare principală presiuni specifice de contact.
În funcție de momentul de torsiun e M t al arborelui, forța tangențială se determină cu
relația:
dMFt
t2 (4.16)
Mt = M m · icvk (4.17)
unde:
Mm = 255 [N·m] reprezintă momentul motor maxim;
Mt reprezintă momentul de torsiune la arborele roții conducătoare a angrenajului;
d este diametrul de divizare al roții dințate.
Forța nominală se calculează cu formula:
1 cos cost
nFF (4.18)
Componenta radială care solicită din tele la compresiune se calculează cu formula:
1 costgFFt
r (4.19)
Proiect de diplom ă
88
Componenta axială, care nu determină solicitări asupra dintelui se calculează c u
formula:
Fa = F t · tgβ 1 (4.20)
Tabel 4.13 Valorile momentului de torsiune și a forțelor c are solicită dintele
Treapta de
viteză Mt
[N·m] Ft
[kN] Fn
[kN] Fr
[kN] Fa
[kN]
I 574.79 10.44 27.087 24.729 3.633
II 454.31 7.034 18.251 16.662 2.448
III 358.93 4.843 12.565 11.471 1.685
IV 283.63 3.348 8.688 7.932 1.165
V 225.9 2.385 6.151 5.615 0.784
4.5. Calculul arborilor și calculul recțiunilor
Arborii sunt solicitați la torsiune și la încovoiere sub acțiunea forțelor din organele
susținute (roți dințate, elemente de cuplare) și organele de susținere (lagăre).
Metodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinarea schemei
de încărcare a arborilor, calculul reacțiunilor, calculul momentelor de torsiune și încovoiere,
determinarea mărimii secțiu nilor și verificarea la rigiditate.
4.5.1. Determinarea schemei de încărcare a arborilor și calculul reacțiunilor
Încărcările arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de forțele din angrenarea
roților dințate susținute de arbori și din lagărele de mo ntare în carterul cutiei.
În figura 4.7 se prezintă schema de încărcare pentru arborii cutiei de viteze cu doi
arbori, în cazul obținerii treptei k de viteză.
Fig. 4.7 Schema de încărcare a arborilor din cutia de viteze
Proiect de diplom ă
89
Ținând seama de faptul că asupra arborilor acționează forțe în planuri diferite, pentru
ușurarea calculelor, aceste forțe se descompun în componente conținute în planul format de
arborii mecanismului reductor și în componente perpendiculare pe acest plan.
Datorită faptului că la schimba rea treptelor de viteză se modifică atât forțele, cât și
poziția roților active în raport cu reazemele, se schimbă și reacțiunile din lagăre, motiv pentru
care se impune determinarea lor prin cuplarea fiecăreia din treptele cutiei de viteze.
4.5.2. Predim ensio narea arborilor cutiei de viteze
Parametrii principali ai cutiei de viteze cu arbori ficși se stabilesc în funcție de distanța
dintre arbori, a w, calculată cu formula 4.4 și stabilită definitiv după alegerea modulului și
dimensiunilor roților dințate. Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu ajutorul
relațiilor:
la arborele primar
diametrul exterior
338.2M pe M d 32 [mm] (4.21)
diametrul interior al arborelui primar în zona canelată unde se montează
ambreiajul
27 [mm] (4.22)
lungimea între reazeme l p = d pe / (0.16…0. 18) rezultă l p = (150…168. 75) [mm];
se adoptă lp = 150 [mm];
la arborele secundar
ds = (0.3…0. 45)·aw = (48…72) [mm]; se adoptă ds = 54 [mm];
lungimea între reazeme l s = d s / (0,18…0,21) rezultă lp = (228.57…266. 67)
[mm];
se adoptă lp = 229 [mm];
Arborii cutiilor de viteze sunt solicitați la încovoiere și torsiune. Pentru calculul
efortului unitar pe fiecare treaptă a celor doi arbori este necesar determinarea modulului de
rezistență la torsiune și încovoiere.
pentru arborele primar
la torsiune Wt = 0,2 · d p3 = 3149. 6 [mm3] = 3. 149 [cm3];
la încovoiere Wi = 0,1 · d p3 = 1575. 3 [mm3] = 1. 575 [cm3];
pentru arborele s ecundar
la torsiune Wt = 0,2 · d s3 = 31494 [mm3] = 31. 494 [cm3];
la încovoiere Wi = 0,1 · d p3 = 15755 [mm3] = 15. 755 [cm3];
Calculul eforturilor unitar e pe fiecare treaptă, tabelul 4.14 , se determină cu relațiile:
3
2,0taa
M pi M d
Proiect de diplom ă
90
la torsiune
tt
tWM [daN/cm2];
la încovoiere
it
iWM [daN/cm2].
unde Mt a fost calculat și prezentat în tabelul 4.13 .
Eforturile unitare rezultante admise pentru arborii primari trebuie să fie cuprinse în
intervalul (1000…2800) [daN/cm2], iar pentru arborii secundari în intervalul (1200…4000)
[daN/cm2].
Tabel 4.14 Eforturi unitare pe fiecare treaptă
Treapta de
viteză Arbore primar Arbore secundar
Efort unitar
torsiune
[daN/cm2] Efort unitar
încovoiere
[daN/cm2] Efort unitar
torsiune
[daN/cm2] Efort unitar
încovoi ere
[daN/cm2]
I 1335. 542 2671. 085 237.665 475.331
II 964.088 1928. 177 171.564 343.128
III 695.771 1391. 543 123.815 247.631
IV 501.986 1003. 974 89.330 178.661
V 362.590 725.181 64.524 129.049
Proiect de diplom ă
91
Cap 5. Model matematic bazat pe fun cții tip Vibe de introducere a căldurii
pentru simularea proceselor termogazodinamice din cilindrii motoarelor cu
ardere internă cu piston ale automobilelor
5.1 Introducere
Capitolul temei speciale are drept scop prezentarea unui model matematic bazat pe
funcții tip Vibe de introducere în cilindrul motor a căldurii rezultate în urma arderii
amestecului combustibil, pentru simularea proceselor termogazodinamice din cilind rul
motoarelor cu ardere internă (m.a.i.) cu piston ale automobilelor .
Modelul matem atic permite determinarea parametrilor de stare ai fluidului motor din
cilindrul m.a.i. cu piston luând în considerare pierderile de căldură ale fluidului motor la
pereți cât și pierderile de masă. Modelul matematic cuprinde ecuațiile diferențiale pentru
determinarea presiunii, lucrului mecanic, pierderilor de căldură și masă, considerând legi de
introducere în fluidul motor a căldurii rezultate în urma arderii combustibilului, în funcție de
unghiul de rotație al arborelui cotit.
Sunt prezentate re zultate grafice obținute cu ajutorul programului de calcul scris în
limbaj Matlab R2007, realizat pe baza modelului matematic.
5.2 Modelul matematic
Considerând fluidul motor din cilindrul m.a.i. cu proprietățile gazului perfect, pe baza
ecuației termi ce de stare, ținând cont de pierderea de masă prin neetanșeități ( la închiderea
supapelor de admisie și evacuare, se stabilește un transfer de masă din cilindru către carter,
astfel ca masa în cilindri nu se menține constantă) , prin logaritmare și derivar e rezultă:
mRT pV
logaritmare și derivare în raport cu
ddT
T ddm
m ddV
V ddp
p1 1 1 1 (5.1)
unde: p, V, T – parametrii termici de stare ai fluidului din cilindrul motorului; m – masa
instantanee a fluidului motor din cil indru; – unghiul manivelei motoare a arborelui cotit (la
= 0, volumul minim al spatiului mort este V 0=V c, iar la = 180, volumul maxim este
V1=V a).
Pe baza ecuației primului principiu al termodinamicii pentru un sistem deschis, scrisă
sub formă d iferențială, rezultă relația:
Tc mdtdVpdtdQ
dtdmTcdtdTcmp p v v
(5.2)
deoarece:
ddt , rezultă:
Tcm
ddVpddQ
ddmTcddTcmp p
v v
(5.3)
unde: cv, cp – căldurile specifice, considerate constante ale fluidului din cilindru ;
mp –
debitul de fluid motor din cilindru pierdut prin neetanșeități; – viteza unghiulară a
arborelui cotit.
Proiect de diplom ă
92
Cunoscând exponentul adiabatic al fluidului din cilindru ‚k‟ ( k=c p/cv ) și elimin ând
termenul
ddT între relațiile ( 5.1) și ( 5.3), se obtine:
mm
ddQ
Vk
ddV
Vpkddp p
1
(5.4)
În expresia ( 5.4) s-a utilizat ecuația de conservare a masei:
pm
ddm (5.5)
Se notează raportul dintre debitul de gaz scăpat din cilindru prin neetanșeităț i și
cantitatea curentă de gaze din cilindru:
mmsCp
1
(5.6)
Pe baza acestei notații rezultă:
mC m
ddm p
(5.6‟)
Schimbul de căldură poate fi evaluat cu ajutorul relației:
p in dQ dx Q dQ
(5.7)
unde: Q in – căldura totală primită de fluidul motor în procesul de ardere; x – fracțiunea de
căldură primită din căldura totală (legea de introducere a căldurii), în timpul procesul ui de
ardere, funcție de unghiul de rotație
al arborelui cotit; dQ p- pierderea de căldură din
cilindru.
În bibliografia de specialitate se propune pentru m.a.s. , funcția Vibe, x= x( ), sub
forma:
1 0; cos121
x x
as
(5.8)
unde: - unghiul curent al manivelei arborelui cotit ; s – unghiul de început al arderii;
a- durata arderii ;
Respectând și condiția subînțeleasă :
s s a (5.9)
O altă relație pentru funcția x = x () (recomandată pentru m.a.c), are forma:
n
asx exp1
(5.10)
unde: ‚n‟ exponent stabilit experimental;
Pierderile de căldură prin convecție la pereți se pot exprima cu ajutorul relației:
dQ
dtATTp
p
(5.11)
Proiect de diplom ă
93
unde:- coeficient de transfer de căldură prin convecție; A – aria suprafeței în contact cu
gazele ; Tp- temperatura peretelui cilindrului;
Pentru generalitatea relațiilor se vor utiliza în continuare următoarele variabile
adimensionale:
1 1 1 1 1; ;VpQQTTTVpQQp
pin
;
DVADV
VpDVAT
0
01
1 10
0 1
44;4
(5.12)
1 1 1 1 1; ; ;TTTVpLLVVVpppp
p
;
unde : D = alezajul ; A 0- aria camerei de ardere în zona de mijloc a acesteia (secțiunea
transversală) ; p 1=pa;V1=V a;T1=Ta(parametrii de start ai ciclului); V 0=V c (volumul camere i de
ardere;
Volumul curent al cilindrului se poate exprima cu ajutorul relației:
2cos14cos1211cVV
(5.13)
unde :
– raportul de comprimare ;
LS2 ; S=cursa pistonului; L=lungimea bielei;
Ținând cont de mărimile adimensionale introduse, de exprimarea lucrului mecanic
pdV dL
, relațiile de mai sus ( 5.4), (5 .5) (5.6) și ( 5.11) devin:
pCkTmVpVddxQVk
dVd
Vpkdpd
p 11
(5.14)
dVdpddL
Vp dLd
1 11
(5.15)
ppTmVp VdQd1
(5.16)
dm
dCm
(5.17)
Randamentul indicat și presiunea medie indicată raportată la presiunea p 1 se
determină cu relațiile:
QL
QL
i
(5.18)
11 11 111 1 1 1 1
Q
pVQ
pp
VQ
VVLpi i i i
ci (5.19)
Proiect de diplom ă
94
Valoarea adimensională a masei de gaz, reprezentând încărcătura din cilindru, se
obține prin integrarea ecuatiei ( 5.17), sub forma expresiei:
C
e m
(5.20)
unde: este unghiul corespunzător perioadei de funcționare a motorului, cu ambele
supape închise.
Valoarea C, reprezintă partea din încărcătură, ce a fost pierdută prin sistemul de
etanșare cilindru – segmenți, exprimată relativ.
În expresia ( 5.14), căldura int rodusă în ciclu se exprimă prin termenul
ddxQ ,
reprezent ând legea de introducere a căldurii cu unghiul de rotație .
În ce privește coeficientul de transfer de căldură [W/(m2K)] , de la gazele de ardere
din cilindru către peretele ac estuia, acesta se poate adopta din bibligrafia de specialitate, ori se
poate calcula folosind relația:
DDNug
g 75,0
75,0 Re4,10Re4,10
(5.21)
unde Nu și Re, reprezinta criteriile Nusselt și Reynolds, respectiv:
g pc a
AD m mRe
(5.22 )
unde:
ma
debitul de aer admis în cilindru;
mc debitul de combustibil introdus în cilindru; A p =
aria capului pistonului; g[kg/(ms)]= v âscozitatea dinamică a gazelor;
g [W/(mK)] =
conducti vitatea fluidului.
5.3 Rezultate grafice
În continuare sunt prezentate rezultatele grafice obținute în urma rulării programului
de calcul realizat în limbaj Matlab pentru rezolvarea sistemului de ecuații difer ențiale , sistem
ce cuprinde ecuațiile pentr u variația cu unghiul de rotație , a presiunii, lucrului mecanic,
pierderii de căldură și variației masei, considerate ca marimi adimensionale, în condițiile
considerării legii de de gajare de căldură . Programul de calcul scris în limbaj Matlab R2007b,
a utilizat pentru rezolvarea sistemului de ecuații diferențiale, metoda Runge – Kutta de ordinul
4/5, rezultatele grafice obținute în urma rulării programului fiind prezentate în continuare.
Au fost considerate următoarele valori, in conformitate cu dim ensiunile principale ale
motorului si calculate cu relatiile ( 5.12):
= 377 [rad/s]; c = 0,05; = 1,4; = 1/3; = 16,2; n = 4;
Q = 30; a = 40; S = -20;
;55,0
= 1,8;
2pT ; conform notațiilor din lucrare.
Au fost obținute urmatoarele grafice î n care se pot observa:
variatia presiunii (P/P 1) in raport cu volumul raportat V/V c, fig. 5.1;
variatia presiunii (P/P 1) in raport cu unghiul de rotatie al arborelui cotit, fig. 5.2;
Proiect de diplom ă
95
variaț ia lucrului mecanic raportat L/P 1V1 în raport cu unghiul de rotaț ie al arborelui
cotit, fig. 5.3;
variația pierderii de căldură raportate Q p/ P 1V1 în raport cu unghiul de rotaț ie al
arborelui cotit, fig. 5.4;
variaț ia pierderii de ma să pe dura ta compresiei, arderii si destinderii, din totalul masei
din cilindru, fig. 5.5;
Fig. 5.1 Variația presiunii în raport cu volumul
Fig. 5.2 Variația presiunii în raport cu unghiul
de rotație al arborelui cotit
Proiect de diplom ă
96
Fig. 5.3 Variația lucrului mecanic
Fig. 5.4 Variația pierderii de căldură
Proiect de diplom ă
97
În conformitate cu variaț iile din fig. 5.1-5.5 se pot indica urmatoarele:
variația presiunii cât si presiunea maximă sunt similare celor stabilite in capitolul 2,
fig. 5.1 si 5.2;
pe perioada comprimă rii se consuma lucru mecanic, iar pe perioada arderii si
destinderii se produ ce lucrul mecanic, fig. 5.3;
pe perioada comprimării fluidul primește căldură de la peretii cilindrului, urmâ nd ca
pe perioada arderii si de stinderii gazele din cilindru să cedeze căldura la pereț ii
cilindrului, fig. 5.4;
pierderea maximă de masă de fluid motor este de 0. 9% din totalul masei existente î n
cilindru, fig. 5 .5.
Au rezultat din calcul, folosind relaț iile (5.18) si ( 5.19):
Randamentul indicat calculat = 0. 4776;
Presiunea medie indicată calculată = 27.6 [bar].
Modelul matematic prezentat permite calculul presiunii, luc rului mecanic, pierderii de
căldură la peretele cilindrului și variației masei in cilindrul motor, pentru procesele care au loc
în cilindrul m.a.i. ținând cont de pierderile care apar în cazul real (pierderile de caldură ale
fluidului motor la pereți cât ș i pierderile de masă prin sistemul de etanșare segmenți -cilindru).
Introducerea căldurii rezultate în urma arderii amestecului carburant se consideră ca fiind o
funcție de unghiul de rotație al mecanismului motor, lege stabilită după datele experimentale
și recomandată în bibliografie. Folosind acest model se poate face un calcul mai aproape de
realitate pentru parametrii de stare ai fluidului motor din cilindrii m.a.i cu piston utilizate la
automobile.
Fig. 5.5 Variația pierderii de masă
Proiect de diplom ă
98
5.4. Programul de calcul
Programul de calcul scr is în limbaj Matlab R2007b, care a utilizat pentru rezolvarea
sistemului de ecuații diferențiale ( 5.14, 5.15, 5.16, 5.17) metoda Runge – Kutta de ordinul 4/5,
este urmatorul:
path(path,'c: \aplicatii_mathlab');
x0=-180;xf=180;r=16.2;q=30;lambda=1/3;c=0.5;
y0=[1.0;1.0;0.0;0.0];
[x,yn]=ode45('gp3',x0,xf,y0,1.e -9,0);
v=(1+(r -1)/2.*((1 -cos(x.*pi./180))+lambda/4.*(1 -cos(2.*x.*pi./180))))./r;
v1=v.*r;
vmax=max(v1);vmin=min(v1);
a=abs(yn(:,2));maxima=max(a);b=abs(yn(:,3));maximb=max(b);
eta=maximb/q;
c=abs(yn(:,4) );maximc=max(c);
d=abs(yn(:,1));maximd=max(d);
disp('Randamentul');cpf=[eta];disp(cpf);
pres=(eta*q)/(1 -1/r);
disp('Presiunea indicata');cpf2=[pres];disp(cpf2);
disp(' Teta Masa. Presiunea Lucru Pierdere caldura');
cpf=[x (yn(:,1)) (yn(:,2)) (yn(:,3)) (yn(:,4))];
disp(cpf);
clf;
reset(gca);reset(gcf);
set(gca,'nextplot','new');set(gcf,'nextplot','new');
axis('square');
h10=plot(x,(yn(:,1)),'k');
set(h10,'LineWidth',1.5);
set(gca,'units','centimeters');
set(gca,'xlabel',text(1,0,'A xis X:Unghiul rotatie[grd]'));
set(gca,'ylabel',text(1,0,'Axis Y:Variatia masei'));
h5=text('position',[ -180 maximd+0.0018]);
set(h5,'units','centimeters');set(h5,'string','Diagrama variatiei masei');
set(h5,'color',[0,0,0]);set(h5,'fontweight','bold');
set(gca,'xcolor',[0,0,0]);
set(gca,'ycolor',[0,0,0]);set(gca,'xdir','normal');
set(gcf,'name','Graficul var. masa');
set(gcf,'color',[1,1,1]);
nx=-180:60:180;
set(gca,'xtickmode','manual');set(gca,'xtick',nx);
grid
set(gca,'nextplot','new');set(gcf,'nextplot ','new');
axis('square');
h11=plot(x,(yn(:,2)),'k');
set(h11,'LineWidth',1.5);
set(gca,'units','centimeters');
set(gca,'xlabel',text(1,0,'Axis X:Unghiul rotatie[grd]'));
set(gca,'ylabel',text(1,0,'Axis Y:Presiunea P/P1'));
h1=text('position',[ -180 maxima+5 ]);
set(h1,'units','centimeters');set(h1,'string','Variatia presiunii');
set(h1,'color',[0,0,0]);set(h1,'fontweight','bold');
Proiect de diplom ă
99
set(gca,'xcolor',[0,0,0]);
set(gca,'ycolor',[0,0,0]);set(gca,'xdir','normal');
set(gcf,'name','Graficul Presiune');
set(gcf,'color ',[1,1,1]);
nx=-180:60:180;
set(gca,'xtickmode','manual');set(gca,'xtick',nx);
grid
set(gca,'nextplot','new');set(gcf,'nextplot','new');
axis('square');
h12=plot(v1,(yn(:,2)),'k');
set(h12,'LineWidth',1.5);
set(gca,'units','centimeters');
set(gca,'xlabel', text(1,0,'Axis X:Volumul raportat V/Vc'));
set(gca,'ylabel',text(1,0,'Axis Y:Presiunea P/P1'));
h2=text('position',[vmin maxima+5]);
set(h2,'units','centimeters');set(h2,'string','Diagrama indicata inchisa P=P(V)');
set(h2,'color',[0,0,0]);set(h2,'fontweig ht','bold');
set(gca,'xcolor',[0,0,0]);
set(gca,'ycolor',[0,0,0]);set(gca,'xdir','normal');
set(gcf,'name','Graficul P=P(V)');
set(gcf,'color',[1,1,1]);
nx=vmin:(vmax -vmin)/4:vmax;
set(gca,'xtickmode','manual');set(gca,'xtick',nx);
grid
set(gca,'nextplot', 'new');set(gcf,'nextplot','new');
axis('square');
h13=plot(x,(yn(:,3)),'k');
set(h13,'LineWidth',1.5);
set(gca,'units','centimeters');
set(gca,'xlabel',text(1,0,'Axis X:Unghiul rotatie[grd]'));
set(gca,'ylabel',text(1,0,'Axis Y:Lucrul mec raportat L/P1V1') );
h3=text('position',[ -180 maximb+1.5]);
set(h3,'units','centimeters');set(h3,'string','Lucrul mecanic');
set(h3,'color',[0,0,0]);set(h3,'fontweight','bold');
set(gca,'xcolor',[0,0,0]);
set(gca,'ycolor',[0,0,0]);set(gca,'xdir','normal');
set(gcf,'name','G raficul Lucrul');
set(gcf,'color',[1,1,1]);
nx=-180:60:180;
set(gca,'xtickmode','manual');set(gca,'xtick',nx);
grid
set(gca,'nextplot','new');set(gcf,'nextplot','new');
axis('square');
h14=plot(x,(yn(:,4)),'k');
set(h14,'LineWidth',1.5);
set(gca,'units','c entimeters');
set(gca,'xlabel',text(1,0,'Axis X:Unghiul rotatie[grd]'));
set(gca,'ylabel',text(1,0,'Axis Y:Pierdere caldura Qp/P1V1'));
h4=text('position',[ -180 maximc+0.25]);
set(h4,'units','centimeters');set(h4,'string','Pierderea de caldura');
set(h4,'c olor',[0,0,0]);set(h4,'fontweight','bold');
set(gca,'xcolor',[0,0,0]);
Proiect de diplom ă
100
set(gca,'ycolor',[0,0,0]);set(gca,'xdir','normal');
set(gcf,'name','Graficul Pierd. cald.');
set(gcf,'color',[1,1,1]);
nx=-180:60:180;
set(gca,'xtickmode','manual');set(gca,'xtick',nx);
grid
*****
function dy=gp3(x,y)
r=16.2;q=30;lambda=1/3;
tetab=40;tetas= -20;n=4;h=0.55;beta=1.8;t=2;
c=0.5;omega=377;
gama=1.4;
dy=zeros(4,1);
v=(1+(r -1)/2*((1 -cos(x*pi/180))+lambda/4*(1 -cos(2*x*pi/180))))/r;
dv=(r -1)/2*sin(x*pi/180)/r*pi/180+(r -1)*lambda/ 4*sin(2*x*pi/180)/r*pi/180;
if (x>=tetas) & (x<=tetab)
dx=n/(tetab)*exp( -((x-tetas)/tetab)^n)*((x -tetas)/tetab)^(n -1);
else
dx=0;
end
dy(1)= -c*y(1)/omega*pi/180;
dy(2)= -gama*y(2)*dv/v+(gama -1)/v*(q*dx -h*(1+beta*v)*(y(2)*v/y(1) -t)*pi/180) –
gama*c*y(2)/omega* pi/180;
dy(3)=y(2)*dv;
dy(4)=h.*(1+beta*v)*(y(2)*v/y(1) -t)*pi/180;
Proiect de diplom ă
101
Bibliografie
[1] Ferguson, C.R. – Internal combustion engines, applied thermosciences – Ed. John Wiley &
Sons, New York, 1986.
[2] Stone, R – Introduction to int ernal combustion engines – Brunel University, Uxbridge,
MACMILLAN Publishess Ltd, 1985.
[3] Waschni , G. – A universally Applicable Equation for the Instantaneous Heat transfer
coefficient in the internal combustion engine – SAE Transactions, 1977.
[4] Burciu M., Motoare cu ardere interna cu piston – Procese termodinamice,
supraalimentare, caracter istici de functionare si instalaț ii, Editura Europlus, Galaț i, 2006.
[5] Scarpete D. – Dinamica automobilului – Note de curs, Galaț i 2011
[6] Burciu M. – Dinamica au tomobilului – lucră ri de laborator , Galați, 2012
[7] Agape I., Dinamica AR. – Note curs, Univ . Tehnica Iasi 2010
[8] Campian V., Vulpe V., Ciolan Gh., EnacheV., Preda I., Campian O. – Construcția și
calculul autovehiculelor – Universitatea din Brasov, 1989
[9] Ciolan Ghe., Preda I., Peres Ghe., Cutii de viteze pentru automobile , Educație didactică și
Pedagogică , Bucureș ti, 1989.
[10] Macarie T ., Cristea D., Marinescu D., Filip N. -Transmisi continue si actionari pentru
autovehicule , Universitatea din Pitest i, 1995
[11] Urdaneanu T. ,Vasiliu C ,Gorian uM, Canta T. -Propulsia si circulația autovehiculelor cu
roți Ed. Științifică si Enciclopedică,București , 1987
[12] E. Rakosi, Gh. Manolache Procese și caracteristici ale m.a.i. pentru autovehicule
rutiere , în fo rmat electronic, 2007.
[13] E. Rakosi, Ed. Gh. Asachi Diagnosticarea autovehiculelor. Tehnici și echipamente , E.,
Iași, 1999.
[14] E. Rakosi, R. Roșca, Gh. Manolache, Ed. Politehnium Bazele alimentării prin injecție
de benzină a motoarelor de automobil , Iași, 2005.
[15] E. Rakosi, Gh. Manolache Instalații anexe ale motoare lor pentru autovehicule rutiere ,
în format electronic, 2006.
[16] Agape I Dinamica AR – Note de curs
[17] Agape I Combustibili si lubrifianti – Note de curs
[18] Gaiginschi Lidia Incercare a A.R.– Note de curs
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: Proiectarea unu i automobil cu sarcina utilă 455 [kg], masa maximă autorizată 1620[kg], care se poate deplasa pe drum orizontal și rectiliniu cu… [608193] (ID: 608193)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.