Proiectarea unui automobil cu sarcina utilă 455[kg], masa maximă autorizată 1620[kg], care se poate deplasa pe drum orizontal și rectiliniu cu viteza… [303346]
UNIVERSITATEA “DUNAREA DE JOS” DIN GALATI
FACULTATEA DE INGINERIE
Specializarea
AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMĂ
Autor: Bogdan Mazăre
Indrumator: Mugurel Burciu
Galați, 2017
UNIVERSITATEA “DUNĂREA DE JOS” DIN GALAȚI
FACULTATEA DE INGINERIE
Specializarea
AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMĂ
Proiectarea unui 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 are destinația: autoturism.
Autor: Bogdan Mazăre
Îndrumător: Mugurel Burciu
Galați, 2017
Cuprins
Cap.1. Studiul dinamic al automobilului…………………………………………………………………….1
1.1 Studiul soluțiilor similare 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 postului de conducere……………………………………………………………….6
1.5 Definirea condițiilor de autopropulsare………………………………………………………….6
1.5.1 Randamentul transmisiei………………………………………………………………………………………7
1.5.2 [anonimizat]……………………………………………..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 Determinarea cuplului maxim al motorului…………………………………………………………..11
1.6.4 Stabilirea vitezei maxime pe panta………………………………………………………………………11
1.6.5 Alegerea tipului motorului………………………………………………………………………………….11
1.6.6 Determinarea rapoartelor de transmitere de valoare maximă respectiv minimă ale transmisiei…………………………………………………………………………………………………………………11
1.6.7 Determinarea numărului 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 automobilului………………………………………….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 performanțelor 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 ardere internă al automobilului……………………………………25
2.1 Calculul termic al motorului…………………………………………………………………………………..25
2.2 Determinarea dimensiunilor principale ale mecanismului motor si a numărului de cilindri ai motorului……………………………………………………………………………………………………………….27
2.3 Trasarea diagramei indicate…………………………………………………………………………………..27
2.4 Studiul cinematic și dinamic al mecanismului motor………………………………………………..29
2.5 Forțele și momentele mecanismului motor……………………………………………………………….35
2.6 Dimensionarea și elemente de calcul pentru organele 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 Constructia 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 viteze……………………………………………………………73
4.1 Alegerea tipului constructiv……………………………………………………………………………………73
4.2 Organizarea cinematică a mecanismului reductor……………………………………………………..75
4.3 Dimensionarea angrenajelor cu roți dințate………………………………………………………………82
4.4 Calculul fortelor din angrenajele 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 pentru simularea proceselor termogazodinamice din cilindrii motoarelor cu ardere internă cu piston ale automobillor……………………………………………………………………………………………..91
5.1 Introducere…………………………………………………………………………………………………………..91
5.2 Modelul matematic……………………………………………………………………………………………….91
5.3 Rezultate grafice…………………………………………………………………………………………………..94
5.4 Programul de calcul………………………………………………………………………………………………98
Bibliografie………………………………………………………………………………………………………….101
Anexe ……….………………………………………………………………………………………………….102
Cap.1 Studiul dinamic al automobilului
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 informații legate de organizarea generală, de modul de dispunere al motorului și punți motoare, de organizare a transmisiei.
Modele similare au fost extrase din baza de date AutoData. În tabelul 1.1 se prezintă, pentru segmentul autoturismelor cu performanțe apropiate autoturismului studiat, principalii parametrii constructivi și ai performanțelor pentru un număr de 7 autovehicule .
Tabelul 1.1. Dimensiuni constructive
Pentru a avea o vedere de ansamblu a dimensiunilor gabaritice ale autoturismelor prezentate mai sus, valorile din tabel au fost indexate în Excel și s-au obținut urmatoarele grafice:
Fig 1.1. Grafic comparativ în funcție de dimensiunile autovehiculelor
Fig 1.2. Grafic comparativ în funcție de indicii de performanță
Un parametru important este reprezentat de raportul Pmax/Vmax , acesta reflectă 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 maximă pe care o atinge autovehiculul și masa totală autorizată dă indici 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 motorului 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. Creșterea 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 Pmax/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 autovehiculului. 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 masa 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 se poate deplasa cu viteza maximă de 193 km/h ( Vmax =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.
1.2.1. Dimensiuni geometrice
Cunoscând datele impuse prin tema de proiect, având în vedere soluțiile similare analizate anterior cât și analiza făcută pentru aceste 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 orizontal 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 proprii 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 utila; 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 înăltimea hg conform STAS 6926/2-78.
Alegerea poziției centrului de masă se poate face utilizând valori medii din literatura de specialitate. Se adoptă parametrul:
pentru autovehiculul gol, unde L este ampatamentul autovehiculului.
Din relația 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 hg 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 cu 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)
S-au adoptat anvelopele tip 185/60 R15 82H cu următoarele caracteristici:
-diametrul exterior D0=603 [mm]
-lățimea benzii de rulare 185 [mm]
-înalțimea flancului= 143.5 [mm]
-indicele de greutate= 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 ergonomic al postului de conducere
Limitele de amplasare ale organelor de comanda manuala si dimensiunile principale ale postului de conducere al conducatorului auto se aleg conform STAS12613-88, astfel încât acestea sa fie în permanentă in rază de actiune determinate de dimensiunile antropometrice ale conducatorului auto.
Unghiul de inclinare spre inapoi β =9-33[°]
Β=25°;
Distanța verticala de la punctual R la punctual călcâiului Hz, Hz=(130…..250)mm
Hz=150mm;
Cursa orizontala a punctului R, Hx=(550…..1250)mm
Hx=600mm;
Diametrul volanului, D=(330….600)mm
D=400mm;
Unghiul de inclinare al volanului (10-70)[°]
Unghiul=35[°]
Distanta orizontală între centrul volanului si punctual călcâiului ,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 autovehiculului.
1.5.1 Randamentul transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie transmisă roților motoare ale acestuia.
Transmisia fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare dintre organele 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 viteze (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 Stabilirea valorii pantei maxime, la limita aderenței
(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 Rezistența la rulare și la urcarea pantei
Rezistenața la rulare ( Rr ) este o forță cu acțiune icanent la rularea roților pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului. În calculele de proiectare dinamică a autovehiculelor, rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenței la rulare.
Am adoptat coeficientul rezistenței la rulare, ca fiind:
Cu toate că rezistența la rulare a roților motoare este mai mare decât a roților libere, datorită deformării tangențiale a pneului provocată de momentul motor la roată, experimentele au condus la concluzia că influența este destul de ica astfel incât în calculele obișnuite nu ia în considerație diferența dintre acestea:
226.8 [N] (1.10)
Puterea necesară pentru învingerea rezistenței la rulare este:
= 12.16 [kW] (1.11)
Rezistența la urcarea 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 în 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 pantă:
(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 modele 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:
pornirea din loc cu accelerația maximă;
În acest caz ecuația generală de mișcare capătă forma particulară
(1.16)
1.022.2= 2841.06[N]
adoptăm: a1max= 2.2
deplasarea pe calea cu panta max cu viteza maximă
(1.17)
Ft,vmax= 4313.4 [N]
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 (Pe, Me la sarcina totală) se obține utilizând relațiile:
[kW] (1.22)
[Nm] (1.23)
Coeficientul de elasticitate ce se determină cu relația:
(1.24)
Coeficienții α, β, γ se determina:
0.33
2.33
-1.66
Iar coeficientul de adaptabilitate este:
Ca = 1.15 (1.25)
Caracteristica exterioară (Pe, Me 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
Variația consumului specific de combustibil se determină cu relația:
Ce (n)=cep (1.28)
unde cep[g/KWh] consum specific de combustibil la putere maxima.
Valorile consumului specific de combustibil la regimul de putere maxima:
Ce (n)= 30.74[dag/kWh] la n=800 turatii;
Fig 1.3 Caracteristica exterioară
În graficul de mai (Caracteristica superioară) sus este reprezentată variația puterii, cuplei, consumului orar 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 :
1.6.4. Stabilirea vitezei maximă pe panta stabilită, la limita aderenței
Folosind valoarea puterii calculată pentru regimul de cuplu PM, rezultă viteza maximă pe panta maximă stabilită de unghi αp, rezolvând ecuația de gradul 3:
(1.30)
rezultând Vp= 47.76 [Km/h]
1.6.5. Alegerea tipului motorului
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 motor. 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 la 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.
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 minimă a raportului de transmitere al transmisiei
Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducere a turației cu funcționare 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 și 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 recomandă 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)
unde δk reprezintă coeficientul influienței maselor în rotație
Se calculeaza δk 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 de 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 treptele inferioare, în cazul de mai sus la forța aproximativă de 4300[N] se obține in treapta întai la o viteză aproximativă de 50[km/h]. Forța de rezistență și forța de tracțiune din ultima treaptă se intersectează în dreptul vitezei maxime de 193 km/h.
Maximul forței de tracțiune pentru fiecare treaptă se datorează cuplului motor Mmax si corespunde funcționării motorului la regimul de cuplu maxim pe caracteristica exterioară.
Fig 1.5 Caracteristica puterilor
Conform graficului se pot afirma urmatoarele:
În fiecare treaptă de viteze, valoarea maximă a puterii la roți este acceași și se datorează puterii 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 și puterea rezistentă la drum orizontal, reprezită rezerva de putere care poate fi utilizată pentru demarajul pe drum orizontal. Se obsevă ca această de putere, la acceeasi viteza, se măreste la trecerea catre treptele inferioare, caz in care motorul va functiona la turații ridicate.
1.7 Determinarea performanțelor automobilului
1.7.1 Accelerația 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)
unde (1.44)
Accelerația la limita aderenței: (1.45)
Va rezulta graficul caracteristicii accelerațiilor peste 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 accelerației 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 aderenței (2.7m/s) pentru demarare este superioară accelerației realizate in treapta I de catre automobile, încat nu există pericolul patinarii pneurilor.
1.7.2. Determinarea 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 Vmax , se construiește diagrama 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.
Fig. 1.7 Timpul de demarare
În graficul de mai sus este prezentat timpului de demaraj pentru automobilul cu masa maxima autorizata de 1620kg. Calculul timpului de demaraj s-a efectuat considerând că automobilul s-a deplasat de la pornirea de pe loc până la viteza de 193 km/h, trecând prin toate treptele de viteză. Se obsevă că pentru atigerea vitezei de rulare de 100 km/h sunt necesare 17s, 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
În graficul de mai sus este reprezentat spațiul de demaraj pentru automobilul, din proiect, cu masa maximă autorizată de 1620kg. Calculul spațiului de demaraj s-a efectuat considerand că automobilul s-a deplasat la de la pornirea de pe loc pana la viteza de 193 km/h trecând prin toate treptele de viteza. Se obsevă că pentru atigerea 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 Calculul performanțelor 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 din 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 modificărilor de sarcină pe cele doua punți:
(1.49)
(1.50)
Fig. 1.9 Reacțiuni față
Fig. 1.10 Reacțiuni spate
Ținând cont că la demarare, la puntea motoare se manifestă forța de tracțiune 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 normale la demaraj pe drum în pantă:
N] (1.53)
[N] (1.54)
1.8.2. Timpul și spațiul de frânare
La frânare, momentul de frânare produce un moment de frânare la fiecare roată, de sens contrar sensului de deplasare.
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 impusă de conducatorul auto și momentul în care viteza s-a redus la valoarea dorită sau autovehiculul s-a oprit.
în cazul frânarii cu toate rotile fără blocarea lor.
Tf min = (1.57)
Timpul total de oprire :
Spațiul de frânare
Reprezintă distanța parcursă in timpul frânării cu intensitate maximă, când viteza autovehiculului s-a micșorat de la Val la Va2.
Dintre parametrii 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 automobilul incărcat cu masa maximă autorizată de 1620 kg.:
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 este 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 202m.
Calculul s-a realizat in Excel si este reprezentat tabelar in anexa 2.
1.9. Stabilitatea longitudinală si tranversală 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 stabilitate 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 longitudinale 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 frontal.
1.9.3. Stabilitatea la deplasarea pe calea de rulare cu înclinare tranversală sau in viraje
În acest caz, se poate pierde stabilitatea prin alunecare sau răsturnare tansversală.
Condițiile de stabilitate trasversală la răsturnarea in cazul deplasarii în viraje cu viteză constantă pe traiectorie de rază constantă sunt:
pentru calea de rulare 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 mediu al rotilor autovehiculului;
Condițiile de stabilitate transversal 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 orizontala :
Vad,lim=3.6(1.65)
directive transversal dintre roți si calea de rulare,=0.8
Fig. 1.13 Viteza limită la derapare funcție de unghiul transversal
Conform graficului la un unghi trasversal de 5 si o rază de viraj de 132 m viteza limită la derapare a autovehiculului este de 100 [km/h].
1.9.4. Stabilitatea la deplasarea autovehiculului cu viteză constantă pe o cale de rulare rectilinie cu înclinare laterală β
Condiția de stabilitate transversală la răsturnare:
(1.66)
Condiția de stabilitate transversală la derapare impune unghiul limita pentru derapare:
q
\
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
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 cu creșterea 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 bracare la derapare este de 2.016 și crește odata cu creșterea vitezei de deplasare, la viteza maximă de 193 km/h îi corespunde viteza unghiulară de 0.208 (aproximativ de 10 ori mai mult).
Cap 2. Calculul motorului cu ardere internă al automobilului
2.1 Calculul termic al motorului
2.1.1 Calculul admisiei
Parametrii de stare ai fluidului motor la sfârșitul admisiei sunt presiunea pa și temperatura Ta. Pentru motorul care se proiectează, motor cu aprindere prin comprimare supraalimentat, valorile recomandate pentru acești parametri, la motoarele în patru timpi, sunt:
pa=(0.90…0.97)pk; Ta=320…350 K
unde po=1 bar este presiunea atmosferică, unde pk este presiunea la ieșirea din agregatul de supraalimentare. În funcție de tipul supraalimentarii, presiunea la ieșirea din agregat este:
pk = (1.5…2.2)po – 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=12 =2 bar
Ta=330 K
2.1.2 Calculul comprimării
Presiunea pc și temperatura Tc la sfârșitul comprimarii se calculează, aproximând comprimarea ca evoluție politropică cu exponent politropic constant nc =1.37.
1 (2.1)
Valorile exponentului politropic mediu nc 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 urmare, au valori mai mici pentru nc.
Pentru mototrul care se proiecteaza, motor cu aprindere prin comprimare supraalimentat, valoarea exponentului politropic mediu se adopta nc =1.37
După calculul presiunii și temperaturii la sfârșitul compresiei, valorile acestora se compară cu valorile limită date.
Presiunea pc și temperatura Tc la sfârșitul comprimarii au urmatoarele valori:
pc =216.21.37 =90.8 bar
2Tc =33016.21.37-1 =924.77 K
2.1.3 Calculul arderii
Presiunea maximă teoretică py ‘și temperature maximă Ty’ de ardere se determină cu relațiile:
3 (2.2)
unde: ρ=Vy’/Vceste gradul de destindere preliminară care pentru arderea mixtă (m.a.c.) ρ=1.2…1.7;
μ este coeficientul total efectiv de variație molară, care variază între limitele: μ=1.01… 1.06; λz= py/pc este saltul de presiune pentru care se dau valorile: λz=1.6…2.5.
Pentru motorul care se proiecteaza, se adoptă:
ρ=1.5; μ=1.01; λz=1.6
Presiunea maximă teoretică py’ și temperature maximă Ty’ de ardere au valorile:
2.1.4 Calculul destinderii
Destinderea este evaluată printr-o evoluție politropică, cu exponent politropic nd constant.
Relațiile de calcul pentru presiunea și temperatura la sfârșitul cursei de destindere sunt pentru arderea mixtă:
4 (2.3)
în care δ=ε/ρ este gradul de destindere ulterioară.
Gradul de destindere ulterioară are valoarea: δ= 16.2/1.5= 10.8
Pentru morotul care se proiectează, motor cu ardere prin comprimare, supraalimentat, valoarea exponentului politropic mediu se adopta nd=1.37
Presiunea pc si temperature Tc la sfârșitul comprimării au urmatoarele valori:
= 5.57 Bar
= 911.08 K
2.1.5 Parametrii caracteristici ai ciclului de funcționare
Presiunea indicată pi, în bar, corespunzătoare diagramei indicate de presiune înaltă, se calculează cu relația:
– pentru ciclul mixt rotunjit, fig.2.1:
5 (2.4)
Unde ηd este coeficientul 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 ηm pentru motorul care se proiecteaza are urmatoarea valoare : ηm=0.8;
(2.5)
pi = 27.6 bar
Presiunea efectivă pe, în bar, se calculează cu formula:
= ηm (2.6)
6
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 =
(2.8)
7 (2.9)
unde: n- turația în rot/min, i- numărul de cilindri, τ-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.
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 = ×(3.14× )×8.5= 158.255 cm3
Vc = 158.255/(16.2-1) = 10.41 [cm3]
Va= 10.41 + 158.255= 168.655 [cm3]
Evoluția procesului de comprimare se trasează prin puncte utilizând relația politropei respective:
(2.10)
în care prin indicele x s-a specificat punctul curent. Apoi se reprezintă presiunile py si py’ rezultând arderea izocoră și respectiv arderea izobară. Evoluția procesului de destindere se trasează în mod analog cu evoluția procesului de comprimare, utilizându-se acum pdx, pb și nd. Se pot reprezenta și izobarele corespunzatoare admisiei și evacuării prin punctele p=pa și p=pb
2.4 Studiul cinematic si dinamic al mecanismului motorului
2.4.1 Adoptarea tipului de mecanism motor
În funcție de destinația și puterea motorului se adoptă tipul de mecanism motor: cu piston portant, fig.2.4
Fig.2.4. Mecanism motor cu piston portant: 1-manivela; 2-biela; 3-piston
Fig.2.5 Configurația mecanismului 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.
Configurația mecanismului manivelă-piston normal și axat ce va fi analizat 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 (punct 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-piston îi este atașat un sistem de referință xyz.
2.4.2 Coeficientul de compactitate al motorului
Coeficientul de compactitate al motorului λ este dat de relația:
(2.11)
Coeficientul λ este un parametru constructiv important. Prin mărirea 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:
(2.12)
– lungimea bielei, l:
(2.13)
Este recomandabil ca lungimea bielei să fie un număr întreg 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 lrot și se recalculează valoarea lui λ:
(2.14)
2.4.4 Cinematica manivelei
Manivela mecanismului motor, fig.2.6, execută o mișcare de rotație cu viteza unghiulară constantă ω, ce se calculează cu formula:
Fig.2.6 Mărimile cinematice ale manivelei
(2.15)
Unghiul de poziție al manivelei, α, se calculează cu relația:
(2.16)
(2.17)
Accelerația normală a punctului A se determină cu formula:
în care , vectorul de poziție al punctului A, și vectorul au expresiile:
(2.18)
unde , și sunt versorii axelor Ox, Oy și Oz.
Acceleratia normal punct A are valoarea :
(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:
(2.20)
Fig.2.7 Schița pentru calculul cinematicii pistonului
(2.21’)
(2.21”)
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 această expresie în relația (2.21’) rezultă formula exactă pentru vectorul de poziție xB:
(2.22)
și deplasarea pistonului
S B= r+ l- xB (2.23)
(2.24)
Dezvoltând expresia (1λ2sin2α)1/2, cu ajutorul binomului lui Newton generalizat și reținând primii doi termini, rezultă formulele aproximative ale vectorului de poziție și deplasării:
Fig. 2.8 Deplasarea pistonului
2.4.7 Viteza pistonului
Viteza pistonului vB se obține prin derivarea expresiei vectorului de poziție al acestuia în raport cu timpul:
(2.25)
și se obține:
Un parametru important pentru caracterizarea motorului, din punct de vedere al rapidității, este viteza medie vm a pistonului. Acesta se calculează cu formula:
8 (2.26)
=10.2 [m/s]
Cu valoarea vitezei medii, motorul este încadrat în categoria motoarelor, rapide când vm>10 m/s.
Fig. 2.9 Viteza pistonului
2.4.8 Accelerația pistonului
Accelerația pistonului aB se obține prin derivarea funcției viteza pistonului în raport cu timpul:
9 (2.27)
și rezultă:
10
Calculele cinematice se efectuează de regulă tabelar, variabila fiind unghiul de mișcare α la manivelă. Pasul unghiular se de 10. Perioada calculelor cinematice este 720, la motorul în patru timpi.
Fig 2.10 Accelerația pistonului
2.5 Forțele și momentele mecanismului motor:
Mecanismul motor al unui motor cu ardere 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 greutatea 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
Forța de presiune Fp se determină cu relația:
(2.28)
pg – presiunea gazelor din cilintru;
pk – presiunea din carter.
Fp=
2.5.2 Forțele de inerție
În calculul forței totale F ce acționează asupra mecanismului motor, intervine pe lângă forța de presiune a gazelor Fp și forța de inerție a maselor în mișcare de translație Fit, rezultând:
F = Fp + Fit (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 relația:
mt = mp +mBt (2.31)
mp – masa grupei piston este egală cu:
mp = mpist + msegm + 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 = mB (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 jumătate din lungimea cursei;
β – unghiul de oblicitate al bielei, care se calculează cu relația:
β = arcsin (λ sinα) (2.34)
Dupa calculul fortelor pe o marja de 720 de [ ͦ ] am obținut graficul urmator:
Fig.2.12 Graficul forțelor Ft, 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 = ; 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 ; Z = F ; (2.36)
Calculele forțelor s-au realizat tabelar si sunt reprezentate in anexa 3.
În graficul de mai jos sunt reprezentate forțele ,,T, Z, B, N” calculate pentru α = 0 – 720 ͦ, nu s-au luat în considerare greutățile proprii ale organelor în mișcare care acționează vertical.
Fig 2.13 Graficul forțelor B, N, Z, T
2.5.4 Calculul momentului motor al motorului policilindric si calculul momentului motor mediu
Fig. 2.14 Momentul motor monocilindric
Motoarele policilindrice pot avea aprinderile uniform sau neuniform repartizate. Momentul motor instantaneu al întregului motor este o funcție periodică. La motoarele cu aprinderi uniform repartizate, perioada φM a momentului motor instantaneu este egală cu decalajul (unghiular) δa al aprinderilor: ϕM=δa=τπ/i [°rac].
Motor cu 3 cilindri: δa= (2.37)
Ordinea de aprindere 1-3-2-1
Momentul motor instantaneu al motorului policilindric se determina prin însumarea analitica a momentelor motoare instantanee produse de fiecare cilindru, ținând 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 procesul de lucru din cilindrul k față de cilindrul 1 considerat de referință;
k – ordinea cilindrilor in motor conform numerotării;
unghiul de rotație la care se află procesul de lucru din cilindrul k față de cilindrul 1 se determina.
În următorul grafic este reprezentat momentul 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 calculul momentului motor mediu, se va aplica metoda de integrare numerica:
Momentul motor mediu se poate calcula cu formula:
Mm= (2.40)
Unde: Δα- pas unghiular; Mj, Mj+1 sunt valori successive ale momentului motor instantaneu al motorului policilindric.
Puterea efectiva calculate Pec a motorului se determina cu relatia:
Pec [kW] = Mm ηm (2.41)
Pec= 73.78 [Kw]
Între puterea efectivă calculată Pec si puterea efectivă Pe trebuie să existe relația:
Pec<Pe cu 5-10% mai mică
Abaterea este de 6.6%, se încadrează între parametrii dați de relația dată mai sus.
Gradul de neregularitate δ al motorului caracterizează neuniformitatea mișcării arborelui cotit și se poate determina cu formula:
Δ= (ωmax-ωmin)/ ωm (2.42)
unde: ωm= este viteza unghiulară medie;
ωmin= = = 178; respectiv ωmax== = 377 [rad/s]
ωm= = 277.36 [rad/s]
Gradul de neregularitate δ al motorului scade odată cu creșterea numarului de cilindri ai motorului. Se recomanda:
δ = = 0.71
Ecuația de conservare a energiei cinetice care se integrează între limitele a1…a2, unde acestea reprezintă limitele intervalului unghiular pentru care momentul motor instantaneu este mai mare decât 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 Mj, Mj+1 Mm (2.43)
ΔE= 29948.57 [J]
Momentul de inertie de calcul, necesar uniformizării mișcării de rotație, permite calculul masei volantului:
Jc= => Jv = (0.85 – 0.9) Jc= mv=> mv[kg]= (2.44)
mv == 7.22 [kg]
Unde: dv [m] = 80, diametrul exterior al volantului adoptat.
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:
– conductivitate termică:
– densitatea:
– modulul de elasticitate: .
2.6.1.2 Alegerea dimensiunilor constructive
Pistonul se schițează inițial în raport cu soluțiile constructive alese. Dimensiunile principale se precizează pe baza 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.
Fig. 2.16 Dimensiunile caracteristice ale pistonului.
Dimensiunile adoptate sunt trecute în tabelul 2.2:
Tabelul 2.2 Dimensiunile adoptate pentru piston, în mm.
Alte date constructive sunt:
numărul segmenților de compresie: 2
numărul segmenților de ungere: 1
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 unele zonele din figura 2.16 și 2.17.
Fig. 2.17 Piston cu manta evazată în jurul alezajului de bolț.
2.6.1.4 Verificarea capului pistonului
Grosimea capului 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 și încărcată cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor care acționează asupra pistonului ( – presiunea unitar a gazelor din cilindru, determinată la calculul de procese; – presiunea gazelor din carterul motorului, =0.1 MPa).
Considerând că cea mai mare parte a efortului nitary 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:
(2.45)
La calculul de procese s-a determinat presiunea maximă a gazelor din cilindru: ==145.3 bar.
Diametrul interior al capului pistonului se adoptă =63 mm
Presiunea axima a gazelor care acționează asupra pistonului:
; =145.3–1=144.3 bar (2.46)
Efortul unitar încovoiere total la marginea capului pistonului are valoarea:
; =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 uleiului raclat de segment (fig. 2.16 și 2.17). Această secțiune se verifică la solicitarea de compresiune cu relația:
(2.48)
unde este aria secțiunii A-A.
Considerând aria secțiunii A-A
; (2.49)
efortul unitar de compresiune are valoarea:
=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 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:
(2.51)
unde este forța normală maximă, care s-a calculat la calculul dinamic al motorului. reprezintă aria suprafeței proiectate a porțiunii evazate, .
Considerând aria suprafeței proiectate a porțiunii evazate aproximativ 10% din suprafața portantă a pistonului, presiunea specifică pe mantaua pistonului se determină cu relația:
(2.52)
și are valoarea:
=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.
2.6.1.7 Jocurile diametrale ale pistonului
Jocul la cald 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 , iar diametrul pistonului la cald este , jocul la cald va fi evident diferența lor. Alegând jocul la cald, rezultă diametrul pistonului la montaj:
(2.54)
Coeficientul de dilatare liniară pentru aliaje din aluminiu are valori medii de , iar pentru fontă . Temperatura cilindrului are valori uzuale de la motoare răcite cu apă și de pentru motoare răcite cu aer.
Temperatura pistonului, pentru motoare răcite cu apă, are valori medii de:
la m.a.c. cu pistoane din aliaje de aluminiu;
la m.a.c. cu pistoane din fontă;
Din valorile date pentru jocul la cald mm, se adoptă jocul la cald =0.154 mm.
Adoptam: ;
;
;
.
Diametrul pistonului la montaj:
= 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 obținută prin cementare și călire.
2.6.2.2 Alegerea principalelor dimensiuni constructive
În general, bolțul se dimensionează pe baza 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 dimensiunilor comune ale celor trei piese care se îmbină prin intermediul bolțului, adică pistonul, bolțul și biela.
Tabelul 2.3 Date constructive pentru dimensionarea bolțului.
Pentru un motor cu aprindere prin comprimare și o asamblare tip bolț fix în bielă, dimensiunile adoptate pentru bolț sunt trecute in tabelul 2.4.
Tabelul 2.4 Dimensiunile adoptate pentru bolț, în mm.
a b
Fig. 2.18 Dimensiunile caracteristice ale bolțului (a) și
schema de încărcare (b).
Se adoptă jocul dintre piciorul bielei și umăr: j=1 mm.
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 presiunii 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 care încarcă bolțul se determină onventional cu relația:
(2.55)
în care:
– este forța de presiune a gazelor care acționează asupra pistonului;
– este masa grupului piston, care s-a determinat la calculul dinamic, =1.5 kg;
– este accelerația pistonului, fiind determinată la calculul dinamic.
Forța de inerție a grupului piston a fost diminuată cu 30% deoarece numai masa pistonului și a segmenților contribuie la încărcarea bolțului.
Este indicat ca forța să fie calculată direct în cadrul calculului dinamic, expresia acesteia fiind asemănătoare cu expresia forței rezultante care acționează în articulația pistonului cu biela.
În cadrul programului Excel, s-a determinat valoarea maximă, , și valoarea minimă, , a forței : =6.74 kN și = -60.5 kN. Forța maximă de calcul care încarcă bolțul are valoarea =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 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 bolțului, 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 flotant sau cu bolț fix în piciorul bielei, se impune verificarea presiunii dintre bolț și locașurile sale din bosajele pistonului (fig. 2.18). Presiunea dintre suprafețele în contact se determină cu relația:
(2.56)
unde 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 comună de contact dintre bolț și locașul său dintr-un bosaj al pistonului se calculează cu relația:
(2.57)
Înlocuind, se obține:
= 19 mm
Presiunea dintre suprafețele în contact are valoarea:
= 55 MPa
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 pistonului se încadrează în valorile admisibile.
2.6.2.5 Verificarea bolțului la încovoiere
Pentru calculul la încovoiere, se admite o schemă de încărcare a bolțului ca în figura 2.18, b. Pentru această chema, expresia momentului încovoietor maxim în secțiunea mediană a bolțului este
(2.58)
unde s-a ținut cont că lungimea bolțului rezultă din relația .
Înlocuind, se obține:
=410909.4 Nmm
Efortul unitar maxim de încovoiere din secțiunea mediană a bolțului se calculează cu relația:
(2.59)
în care este raportul dintre diametrul interior și diametrul exterior al bolțului, . Raportul dintre diametrul interior și diametrul exterior al bolțului are valoarea:
=0.5862
Înlocuind, se obține:
=194.7 MPa
Valorile admisibile pentru efortul unitar de încovoiere fiind sub 340…360 MPa pentru 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 (fig. 2.18, a); solicitarea de ovalizare apare în secțiunea longitudinală (6). Experiența arată că repartiția sinusoidală nu este riguros axima. 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:
(2.60)
Înlocuind se obține:
=0.025 mm
Evident, nu trebuie să depășească jocul diametral la cald. Pentru a mări siguranța contra gripajului, se recomandă ca .
Jocul la cald:
; =0.029 mm
Condiția
; =0.0145 mm
2.6.3 Dimensionarea și calculul segmenților
Segmentul este un inel elastic de contact între cilindru și piston în mișcarea de translație alternativă a acestuia și are forma unui inel tăiat (fig. 2.19). Distanța dintre capete se numește rost. Dimensiunea caracteristică a secțiunii în direcție radială se numește grosime radială, , iar cea în direcție axială se numește înălțimea . În stare montată, diametrul exterior al segmentului este egal cu alezajul . Diametrul interior al segmentului este evident .
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 piston 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 arătate, 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.
2.6.3.1 Alegerea materialului 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 MPa, duritatea (200…250) HB si modulul de elasticitate MPa.
2.6.3.2 Alegerea principalelor dimensiuni constructive
Segmenții de compresie
În cazul general, elementele constructive ale segmenților de compresie sînt arătate în fig. 2.19. Experiența confirmă că eficacitatea și fiabilitatea unui segment crește cînd înălțimea este mică. Prin aceasta se asigură o etanșare mai bună, o adaptabilitate mai rapidă, se reduce lucrul mecanic de frecare și se micșorează uzura. În plus, se reduce inerția segmentului și astfel se reduce intensitatea bătăilor în locaș. Practic, pentru motoare rapide , iar în medie =2…4 mm. Segmenții subțiri prezintă și unele dezavantaje: fragilitate mărită, o oarecare înrăutățire a evacuării căldurii, tendință mai mare spre deformare. Grosimea radială variază funcție de diametru în raportul. Mărirea grosimii radiale este favorabilă pentru ridicarea 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 , care influențează asupra presiunii elastice, practic se află în limitele .
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
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 segmenții 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.
Elemente constructive pentru segmenții de ungere cu ferestre se dau în tabelul 2.6
Tabelul 2.6 Elemente constructive pentru segmenții de ungere cu ferestre.
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 și , unele valori fiind precizate în tabelul 7.4.
Deschiderea segmentului în stare liberă , care influențează asupra presiunii elastice, practic se află în limitele . Pentru motorul care se proiectează deschiderea segmentului în stare liberă are valoarea:
=7.7…11.55 mm
Adopt =10 mm.
Presiunea medie elastică se calculează cu relația:
(2.61)
unde este modulul de elasticitate longitudinal al materialului segmentului ( pentru segmenți din fontă nealiată, pentru segmenți din fontă aliată, pentru segmenți din oțel. Coeficientul se alege în funcție de distribuția presiunii elastice pe suprafața laterală a segmentului.
Pentru o grosimea radială a segmentului a=3.5 mm, înălțime a segmentului h=3 mm și
=0, presiunea medie elastică are valoarea:
= 0.146 MPa
Pentru segmenții de compresie, presiunea medie elastică fiind în intervalul , se constată că presiunea medie elastică calculată se încadrează în intervalul admisibil.
2.6.4 Dimensionarea 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 tracțiune 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
Fig. 2.21 Dimensionarea piciorului bielei.
Se recomandă ca dimensionarea bielei să înceapă cu stabilirea distanței dintre piciorul și capul bielei, care este =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 depășească 0.6 ( 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. 2.20 Configurația unei biele.
(2.62)
==36.25…47.85; se adoptă =40 mm
– grosimea ompli a piciorului: ; =(33–29)/2= 4 mm
– lungimea =25 mm (a fost calculată la calculul bolțului).
Capul bielei are o construcție mai complicată, deoarece mai include semicuzineții lagărului bielei și șuruburile de bielă (fig. 2.22). Dimensionarea pornește de la diametrul fusului maneton, (fig. 2.23 și tab. 2.7).
Fig. 2.22 Dimensiunile capului bielei și dimensiunile caracteristice ale semicuzinetului de tip A.
Tabelul 2.7 Dimensiunile relative ale cotului arborelui cotit.
Cu datele din tabelul 2.7 s-au determinat dimensiunile caracteristice ale arborelui cotit (tabelul 2.8).
Tabelul 2.8 Dimensiunile calculate și adoptate ale arborelui cotit, în mm.
Fig. 2.23 Configurația unui cot de arbore cotit pentru motoare de gabarit mic și mediu.
Din tabelul 2.7 rezultă diametrul fusului maneton = 56 mm. Adoptând grosimea semicuzineților =1.5 mm, rezultă diametrul interior al capului bielei:
; =56+3= 59 mm (2.63)
În continuare se predimensionează șuruburile de bielă. Aceste șuruburi se montează cu prestrângere, iar diametrul de fund al filetului (care se consideră cea mai mare dimensiune a secțiunii transversale prin tija șurubului) se calculează cu relația:
(2.64)
unde:
– , fiind valoarea maximă a componentei axiale a forței care acționează asupra cuzinetului de bielă;
– este un coeficient care ia în considerare repartiția sarcinii pe cele două șuruburi, precum și solicitarea la șoc a acestora, =1.2…3;
– este coeficientul de siguranță la solicitarea de întindere, =1.13;
– este tensiunea de curgere pentru oțeluri aliate.
Diametrul de fund al filetului șuruburile de bielă:
=6.79 mm
Adoptăm șuruburi M8.
Șuruburile se dispun la distanța =0.5…1.5 (2) mm, iar capul bielei se finalizează cu peretele lateral, la distanța =2…3 mm. Dimensiunile și se reduc pe cât posibil. Totuși, distanța se va corela cu distanțele și (fig. 2.22) astfel încât capul și/sau piulița șurubului de biela să nu depășească peretele lateral al bielei (fig. 2.20) și, în același timp, să nu pericliteze rezistența peretelui cilindric al corpului și capacului bielei.
Zona cuprinsă între diametrele și (fig. 2.22) este prelucrată și asigură formarea unui ajustaj cu joc față de brațele arborelui cotit care sunt adiacente fusului maneton, , unde .
Razele de racordare ale tijei față de capul bielei, , ale diametrului maxim al capacului față de zona laterală, și , se stabilesc prin tatonări, urmărindu-se rezistența capului și capacului, în special în zonele în care sunt executate lamajele și adânciturile pentru capul și piulița șuruburilor bielei. Razele și stabilesc în același timp și dimensiunile radiale ale nervurilor capului.
Fig. 2.24 Dimensiunile corpului bielei.
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 cazurilor prin forjare) să fie ușoară. 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.
Dimensionarea tijei bielei începe cu alegerea lățimii profilului acesteia lângă piciorul bielei (fig. 2.21),, care este urmată de stabilirea lățimii profilului lângă capulbielei (fig. 2.22), . (2.65)
Lățimea profilului lângă piciorul bielei:
=19.2…40 mm; se adoptă =30 mm
Lățimea profilului lângă capul bielei (fig. 2.22):
=33…40.5 mm. Se adoptă =35 mm
Raza de racordare a tijei față de piciorul bielei,, pornește de la secțiunea piciorului stabilită de unghiul . Racordarea trebuie să fie tangentă la tija bielei, iar valoarea ei se stabilește prin încercări (fig. 2.21). Aceste considerații sunt valabile și pentru capul bielei, , racordarea se poate face cu o singură rază, , sau cu două raze (fig. 2.22).
Fig. 2.25 Secțiunea de calcul a corpului bielei.
Dimensiunile secțiunii transversale a tijei bielei sunt date în fig. 2.24, fiind stabilite pentru secțiunea mediană a tijei bielei,, respectiv:
= (30+35)/2= 32.5 mm (2.66)
Celelalte dimensiuni ale secțiunii transversale a tijei bielei pentru secțiunea mediană a tijei bielei, fig. 2.25, sunt:
=21.65 mm. Adoptăm = 22 mm (2.67)
= 24.37 mm. Adoptăm = 25 mm (2.68)
= 5.42 mm. Adoptăm = 6 mm (2.69)
2.6.4.3 Verificarea corpului bielei la tracțiune
Forța de inerție produce întinderea corpului bielei este forța rezultantă care acționează asupra pistonului, care a fost determinată la calculul dinamic:
(2.70)
Efortul unitar de întindere se calculează cu relația:
(2.71)
unde: este forța rezultantă maximă care acționează asupra pistonului; este aria secțiunii transversale a tijei bielei pentru secțiunea mediană a tijei bielei, fig. 2,25:
(2.72)
Înlocuind, se obține:
Efortul unitar de întindere are valoarea:
=172.86 MPa
Pentru valori admisibile =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:
(2.73)
unde: este forța rezultantă minimă care acționează asupra pistonului.
Efortul unitar de compresiune are valoarea:
= 172.86 MPa
Pentru valori admisibile =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 forjare din oțel de calitate, OLC 60X, STAS 880-80.
2.6.5.2 Dimensionarea arborelui cotit
Dimensiunile principale ale arborelui cotit au fost determinate la calculul bielei (fig. 2.23 și tabelul 2.8).
Tabelul 2.8 Dimensiunile caracteristice ale arborelui cotit, în mm.
Grosimea brațului: ; =8.4…19.6 mm. Grosimea brațului trebuie să se coreleze cu dimensiunile cotului arborelui cotit (fig. 2.23).
(2.73)
Înlocuind se obține:
= 14.5 mm
Fig. 2.23 Configurația unui cot de arbore cotit pentru motoare de gabarit mic și mediu.
Se constată că dimensiunea obținută prin corelare se încadrează în intervalul calculat.
Lățimea brațului: ; = 95.2…106.4 mm.
Se adoptă = 98 mm.
2.6.5.3 Verificarea lagărului maneton la presiunea specifică
În scopul aprecierii condițiilor de funcționare ale lagărului maneton, este necesar să se cunoască presiunea maximă din lagăr:
(2.74)
unde este forța maximă din lagărul maneton, care are valoarea = 22.864 kN
Înlocuind se obține:
= 26.04 MPa
Presiunea maximă are valori de 40…80 MPa pentru motoare cu aprindere prin comprimare și se constată că lagărul maneton verifică la presiunea maximă.
Cap 3. Construcția și elemente de calcul ale ambreiajului
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, caracterizată 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 vitezelor. 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 sunt următoarele:
la decuplare, să izoleze rapid și complet motorul de transmisie, pentru a face posibilă schimbarea vitezelor fără șocuri;
la cuplare, să îmbine lin motorul cu transmisia, pentru a evita pornirea bruscă din loc a 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 se obține însă o cursa a pedalei mai mare de 120-200 [mm] (limita superioară 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 momentului 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 acționare 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:
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 diafragmă 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 fixare; 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 face mai rigid și din această cauză discurile de fricțiune ale acestora au o construcție specială.
Partea periferică a discului reprezentată în figura 3.2a, este împărțită în mai multe sectoare 2, îndoite în afară sau înăuntru prin, alternare. Numărul sectoarelor 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
Garniturile de fricțiune
Materialul de bază pentru confecționarea garniturilor de fricțiune este azbestul, care are o stabilitate chimică și termică foarte bună. 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 influențeze 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 de 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 funcția 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 de oțel subțire, prevăzut cu tăieturi radiale (figura 3.4a).
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 intermediul 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, care 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 pistonului; 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;
Principalul avantaj al sistemului este efectul multiplicator obținut prin adoptarea unui diametru pentru cilindrul receptor 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 radială
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:
[N·m] (3.1)
unde :
– momentul de calcul al ambreiajului;
– coeficient de siguranță al ambreiajului;
– momentul motor maxim.
Pentru autoturisme avem, conform literaturii de specialitate:= (1,3…1,75) adoptăm = 1.5.
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:
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.
Deoarece dimensiunile garniturilor de frecare sunt standardizate se adoptă, conform STAS 7793-83 prezentat în Anexa :
diametrul exterior al garniturii: 280 [mm];
diametrul interior al garnituri: 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:
[mm]; (3.3)
3.3.2 Determinarea forței de apăsare a discului de presiune a ambreiajului
Din condiția ca momentul de calcul să fie egal cu momentul de frecare a ambreiajului rezultă următoarea relație:
=543.5[daN] (3.4)
– coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului; pentru frecare ferodou fontă = (0.25…0.35) se adoptă = 0.3.
– forța de apăsare asupra discului;
3.3.3 Verificarea garnituri de frecare
Verificarea presiuni specifice dintre garniturile de frecare
Presiunea specifică între supape se determină cu relația:
[daN/cm2] (3.5)
Pentru garniturile de frecare de ferodou valoarea admisă a presiuni specifice este cuprinsă între (1,5…3,5)[daN/cm2]. Se observă că p<pa 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 în regimul pornirii de pe loc. Acesta se determină cu relația:
(3.6)
unde:
L – reprezintă lucrul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului
(3.7)
unde:
= 1165 [daN] – greutatea totală a autovehiculului ;
– raza de rulare a roților motoare în metri;
= 0.3075 [m] – raza liberă a roții care se determină pe baza caracteristici anvelopei
;
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;
[cm2] (3.8)
Din relația (3.7) rezultă: [N·m]
Din relația (3.6) rezultă:
Valoarea admisibilă a lucrului mecanic specific la patinare: .
Se observă că rezultă ambreiajul rezistă la uzură.
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 preluarea 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 dimensiunile bazei:
raza exterioară: ;
raza interioară: .
Înălțimea necesară a discului de presiune este:
= 3.27[mm] (3.9)
unde:
: masa pieselor ce se încălzesc;
: 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 geometrice ale unui arc diafragmă
Forțele care solicită arcul diafragmă în cele două situații de rezemare care apar în timpul funcționării ambreiajului sunt prezentate în figura 3.9a., pentru situația ambreiat, și în figura 3.9b, pentru situația debreiat.
Se consideră că arcul diafragmă prezintă două elemente funcționale reunite într-o singură piesă partea tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, și lamelele, care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debreiere.
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;
diametrul de așezare d2;
diametrul exterior al arcului d1;
diametrul interior d3.
Solicitările maxime obținute în arc sunt următoarele:
în arc momentul radial M1 dat de forțele F, Q și forța tăietoare T1:
(3.10)
unde F reprezintă forța de ambreiere.
în pârghii momentul încovoietor M2 și forța tăietoare T2 :
(3.11)
unde Q este forța de debreiere.
Constructiv se adoptă următoarele dimensiuni:
diametrul exterior al arcului d1 = De – 20 = 260 [mm];
diametrul interior d3 = 28 [mm];
numărul de pârghii z = 18 [mm];
diametrul de așezare d2 = d1 – 20 = 240 [mm];
grosimea arcului s = 3.9 [mm];
înălțimea arcului H = 8 [mm];
înălțimea zonei pline a arcului h = H · = 0.69 [mm];
săgeata arcului acționat f = 1.7 · h = 1.17 [mm];
Din relațiile (3.10) și (3.11) rezultă:
momentul radial [N·m];
forța de debreiere[N];
Forța F determină în secțiunile arcului eforturi unitare axiale σt. Deoarece celelalte eforturi ce apar în arc sunt neglijabile în raport cu efortul σt , atunci calculul de rezistență se face numai pentru acest efort, folosind relația:
; (3.12)
unde:
E = 2,1 · 105 [N/mm2]– modulul de elasticitate al materialului;
µ = 0,25 – coeficientul lui Poisson;
f = 5.3 [mm] – deformația arcului în dreptul diametrului d2;
s = 2 [mm] – grosimea discului;
k1, k2, k3 – coeficienți de formă ce au relațiile;
(3.13)
(3.14)
(3.15)
Pe baza relațiilor rezultă efortul maxim:
[MPa] (3.16)
Se va calcula forța cu care arcul apasă discul cu ajutorul următoarei formule:
= 6507[N] (3.17)
Calculul forței de debreiere:
Fdeb = Farc · = 613.86 [N]. (3.18)
Pentru calculul deformațiilor în timpul debreierii se folosesc relațiile:
[mm] (3.19)
[mm] (3.20)
unde:
coeficient de formă al lamelei Ψ=1.315;
numărul de pârghii z = 18;
momentul de inerție al secțiunii lamelei:
[mm4] (3.21)
Atunci deformația în timpul debreierii este (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.
Fig. 3.10 Arborele ambreiajului
Din condiția de rezistență la torsiune se determină diametrul interior al arborelui ambreiajului cu relația:
[mm] (3.23)
unde: – rezistența admisibilă la torsiune și are valorile:= (1000…1200) [daN/cm2]; se adoptă =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 canelurii: 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:
(3.24)
Considerăm că condițiile de lucru sunt condiții obișnuite de lucru astfel ca luăm lungimea discului condus ca fiind l = de = 3.4 [cm].
Calculul înălțimii canelurii arborelui s-a realizat cu relația:
(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 forfecare se face cu relația:
(3.26)
Rezistența admisibilă la forfecare este:.
Deoarece rezultă că arborele rezistă la forfecare.
3.5.1 Analiza soluției 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 necesară 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 pedală 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 hidraulică, 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 este dată în figura 3.12.
Fig. 3.12 Mecanismul cu acționare hidraulică
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
Rezultă următoarele rapoarte de amplificare mecanice:
= 1.9; = 16; = 1 (3.27)
Forța necesară la tija pistonului cilindrului de lucru F2 este:
= 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 = Fp · K1 = 409.23 [N] (3.29)
Forța de apăsare pe pedală, necesară decuplării complete a ambreiajului:
(3.30)
unde: im este raport de transmitere, are valoarea cuprinsa in intervalul (30…45); adoptam im= 30
Fp = 25.57 [N]
Raportul de transmitere hidraulic este dat de relația:
=0.44 (3.31)
Conform principiului lui Pascal:
(3.32)
Diametrul cilindrului pompei centrale se alege: d1 = 45 [mm]
Diametrul cilindrului de lucru (receptor) va fi:
= 29.94 [mm] (3.33)
Acest diametru se rotunjește la: d2 = 30 [mm]
Raportul de transmitere al mecanismului de acționare hidraulic:
=13.28<ih adm=50 (3.34)
Cursa totală Sp a pedalei ambreiajului este egală cu:
= 76.34[mm] ≈ 7.6 [cm] (3.35)
unde:
Sl = (2…4) [mm] deplasarea liberă a manșonului; se adoptă Sl = 4 [mm];
s = (0,4…0,8) distanța între suprafețele de frecare; se adoptă s = 0.8 [mm];
i = 2 – numărul de suprafețe de frecare.
Cap 4. Calculul și construcția cutiei de viteze
4.1. Alegerea tipului constructiv
Cutiile de viteze mecanice în trepte, cu arbori cu axe fixe sunt cele 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 fixare 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 oferă 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 motorului 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 decuplat 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 determinată 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 (reductor planetar) ca în situația cutiilor de viteze cu multiplicator planetar
a) Treaptă de mers înainte b) Treaptă de mers înapoi
Fig. 4.1 Realizarea raportului de transmitere
Organizarea arborilor cutiei de viteze cuprinde:
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;
arborele secundar sau arborele de ieșire ce susține sau include roțile 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 cazul 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 specifică 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 manșonului 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.
Fig. 4.2 Schema cinematică a cutiei cu 2 arbori
a)organizarea cinematică; 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 cutiilor 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 eforturilor 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 diametrul 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 eforturilor 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 cutiilor de viteze sunt utilizate lagăre cu alunecare (lagăre fluide) și lagăre cu rostogolire (rulmenți).
Alegerea tipului de lagăr se face în funcție de:
organizarea transmisiei – carter comun al cutiei de viteze și al punții motoare;
poziția motorului (transversal 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-axiale.
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 în 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.
În corelație cu prezentările de mai înainte și cu recomandările din tabelul 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 bunei 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 preluate 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 drepți 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 dințate 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 necesitatea 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, 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 unghiului 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 de 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 mecanisme 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 rotație 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. 4.5 Sincron cu inerție
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: transmisia 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 prin 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 de 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 părțile laterale ale carterului.
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 încărcare, 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 uzinare 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 nisip 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 cu 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) Etanșarea 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 carter).
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 ușoare 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 centrare a elementelor componente.
Carterul asamblat poate fi obținut prin turnare sub presiune( conferă pieselor finite: 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 evacuarea 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 asigurată 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 interiorul 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 mecanismului 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 constructor prin teste complexe.
La partea inferioară a carcasei se găsește un bușon de golire, care este prevăzut de cele mai multe ori cu un magnet ce colectează particulele metalice.
4.3 Dimensionarea angrenajelor cu roți dințate
Calculul cutiilor de viteze 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, dimensionarea 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 rezistență 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 Ms pentru treapta a I-a:
Ms = MM icv1ηcv= 551.31 [Nm] (4.1)
unde:
MM = 255 [Nm]: momentul maxim al motorului;
icv1 = 2.29 : raportul de transmitere a treptei întâi de viteze;
η=cv = 0.94 – randamentul cutiei de viteze.
Se adoptă conform STAS 821-82 modulul normal, mn = 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 gabarit 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:
(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 aw = 180 [mm].
Tabel 4.2 Numarul de dinți ai roții dințate ai arborilor cutiei
Calculul rapoartelor reale de transmisie pe trepte:
(4.5)
Tabel 4.3 Raport de angrenare real
Recalcularea unghiului de înclinare pe trepte:
(4.6)
= 1.231 [rad] = 70.529
Calculul modulului frontal pe trepte:
(4.7)
Tabel 4.4 Modul frontal pe trepte
Calculul diametrelor de divizare ale pinioanelor:
dw= z · mt (4.8)
Tabel 4.5 Diametrul de divizare al pinionului
Calculul diametrelor de divizare ale roților:
dw’ = z’ · mt (4.9)
Tabel 4.6 Diametru divizare al roții
Valoarea înălțimii capului dintelui:
han= mt = 2.5 [mm]
Valoarea înălțimii jocului la fundul dintelui:
cn = 0,25 · mt = 0.5 [mm]
Diametrul de picior al pinioanelor:
df = d – 2·(han + cn) (4.10)
Tabel 4.7 Diametrul de picior al pinionului
Diametrul de vârf al pinioanelor:
Da1’ = df1 + 2·(han + cn) (4.11)
Tabel 4.8 Diametrul de cap de referință pinion
Diametrul de vârf al roților:
d’a = d’ + 2·(han + cn) (4.12)
Tabel 4.9 Diametrul de cap de referință roată
Calculul lățimii roților dințate se face în funcție de un coeficient de lățime a danturii:
(4.13)
Tabel 4.10 Coeficientul de lățime a danturii
Lățimea roții de pe arborele secundar:
b’ = aw · ψa (4.14)
Tabel 4.11 Lățimea roților de pe arborele secundar
Lățimea roții de pe arborele primar:
b = b’ + 0.5· mn (4.15)
Tabel 4.12 Lățimea roților angrenajelor din cutia de viteze
4.4 Calculul forțelor din angrenajele 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 danturii 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 Fn 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 torsiune Mt al arborelui, forța tangențială se determină cu relația:
(4.16)
Mt = Mm · 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:
(4.18)
Componenta radială care solicită dintele la compresiune se calculează cu formula:
(4.19)
Componenta axială, care nu determină solicitări asupra dintelui se calculează cu formula:
Fa = Ft · tgβ1 (4.20)
Tabel 4.13 Valorile momentului de torsiune și a forțelor care solicită dintele
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 secțiunilor 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 montare 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
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 schimbarea 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. Predimensionarea arborilor cutiei de viteze
Parametrii principali ai cutiei de viteze cu arbori ficși se stabilesc în funcție de distanța dintre arbori, aw, 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 32 [mm] (4.21)
diametrul interior al arborelui primar în zona canelată unde se montează ambreiajul
27 [mm] (4.22)
lungimea între reazeme lp = dpe / (0.16…0.18) rezultă lp = (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 ls = ds / (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 · dp3 = 3149.6 [mm3] = 3.149 [cm3];
la încovoiere Wi = 0,1 · dp3 = 1575.3 [mm3] = 1.575 [cm3];
pentru arborele secundar
la torsiune Wt = 0,2 · ds3 = 31494 [mm3] = 31.494 [cm3];
la încovoiere Wi = 0,1 · dp3 = 15755 [mm3] = 15.755 [cm3];
Calculul eforturilor unitare pe fiecare treaptă, tabelul 4.14, se determină cu relațiile:
la torsiune[daN/cm2];
la încovoiere[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
Cap 5. Model matematic bazat pe funcții 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 cilindrul motoarelor cu ardere internă (m.a.i.) cu piston ale automobilelor.
Modelul matematic 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 rezultate 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 termice de stare, ținând cont de pierderea de masă prin neetanșeități (la nchiderea supapelor de admisie și evacuare, se stabilește un transfer de masă din cilindru către carter, astfel ca masa n cilindri nu se menține constantă), prin logaritmare și derivare rezultă:
logaritmare și derivare în raport cu (5.1)
unde: p, V, T – parametrii termici de stare ai fluidului din cilindrul motorului; m – masa instantanee a fluidului motor din cilindru; – unghiul manivelei motoare a arborelui cotit (la = 0, volumul minim al spatiului mort este V0=Vc, iar la = 180, volumul maxim este V1=Va).
Pe baza ecuației primului principiu al termodinamicii pentru un sistem deschis, scrisă sub formă diferențială, rezultă relația:
(5.2)
deoarece: , rezultă:
(5.3)
unde: cv, cp – căldurile specifice, considerate constante ale fluidului din cilindru ; – debitul de fluid motor din cilindru pierdut prin neetanșeități; – viteza unghiulară a arborelui cotit.
Cunoscând exponentul adiabatic al fluidului din cilindru ‚k’ ( k=cp/cv ) și eliminnd termenul între relațiile (5.1) și (5.3), se obtine:
(5.4)
În expresia (5.4) s-a utilizat ecuația de conservare a masei: (5.5)
Se notează raportul dintre debitul de gaz scăpat din cilindru prin neetanșeități și cantitatea curentă de gaze din cilindru:
(5.6)
Pe baza acestei notații rezultă: (5.6’)
Schimbul de căldură poate fi evaluat cu ajutorul relației:
(5.7)
unde: Qin – căldura totală primită de fluidul motor n procesul de ardere; x – fracțiunea de căldură primită din căldura totală (legea de introducere a căldurii), în timpul procesului de ardere, funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit; dQp- pierderea de căldură din cilindru.
În bibliografia de specialitate se propune pentru m.a.s. , funcția Vibe, x= x(), sub forma:
(5.8)
unde: – unghiul curent al manivelei arborelui cotit ; s – unghiul de început al arderii;
a- durata arderii ;
Respectând și condiția subînțeleasă : (5.9)
O altă relație pentru funcția x = x() (recomandată pentru m.a.c), are forma:
(5.10)
unde: ‚n’ exponent stabilit experimental;
Pierderile de căldură prin convecție la pereți se pot exprima cu ajutorul relației:
(5.11)
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:
; (5.12)
;
unde : D = alezajul ; A0- aria camerei de ardere în zona de mijloc a acesteia (secțiunea transversală) ; p1=pa;V1=Va;T1=Ta(parametrii de start ai ciclului); V0=Vc (volumul camerei de ardere;
Volumul curent al cilindrului se poate exprima cu ajutorul relației:
(5.13)
unde : – raportul de comprimare ; ; S=cursa pistonului; L=lungimea bielei;
Ținând cont de mărimile adimensionale introduse, de exprimarea lucrului mecanic , relațiile de mai sus (5.4), (5.5) (5.6) și (5.11) devin:
(5.14)
(5.15)
(5.16)
(5.17)
Randamentul indicat și presiunea medie indicată raportată la presiunea p1 se determină cu relațiile:
(5.18)
(5.19)
Valoarea adimensională a masei de gaz, reprezentând ncărcătura din cilindru, se obține prin integrarea ecuatiei (5.17), sub forma expresiei:
(5.20)
unde: este unghiul corespunzător perioadei de funcționare a motorului, cu ambele supape nchise.
Valoarea C, reprezintă partea din ncărcătură, ce a fost pierdută prin sistemul de etanșare cilindru – segmenți, exprimată relativ.
În expresia (5.14), căldura introdusă n ciclu se exprimă prin termenul , reprezentnd 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 acestuia, acesta se poate adopta din bibligrafia de specialitate, ori se poate calcula folosind relația:
(5.21)
unde Nu și Re, reprezinta criteriile Nusselt și Reynolds, respectiv:
(5.22)
unde:
debitul de aer admis n cilindru; debitul de combustibil introdus n cilindru; Ap = aria capului pistonului; g[kg/(ms)]= vscozitatea dinamică a gazelor;[W/(mK)] = conductivitatea fluidului.
5.3 Rezultate grafice
În continuare sunt prezentate rezultatele grafice obținute n urma rulării programului de calcul realizat în limbaj Matlab pentru rezolvarea sistemului de ecuații diferențiale, sistem ce cuprinde ecuațiile pentru variația cu unghiul de rotație , a presiunii, lucrului mecanic, pierderii de căldură și variației masei, considerate ca marimi adimensionale, n condițiile considerării legii de degajare de căldură. Programul de calcul scris n 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 dimensiunile principale ale motorului si calculate cu relatiile (5.12):
= 377 [rad/s]; c = 0,05; = 1,4; = 1/3; = 16,2; n = 4; = 30; a = 40; S = -20; = 1,8; ; conform notațiilor din lucrare.
Au fost obținute urmatoarele grafice în care se pot observa:
variatia presiunii (P/P1) in raport cu volumul raportat V/Vc, fig. 5.1;
variatia presiunii (P/P1) in raport cu unghiul de rotatie al arborelui cotit, fig. 5.2;
variația lucrului mecanic raportat L/P1V1 în raport cu unghiul de rotație al arborelui cotit, fig. 5.3;
variația pierderii de căldură raportate Qp/ P1V1 în raport cu unghiul de rotație al arborelui cotit, fig. 5.4;
variația pierderii de masă pe durata compresiei, arderii si destinderii, din totalul masei din cilindru, fig. 5.5;
În conformitate cu variațiile 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 comprimării se consuma lucru mecanic, iar pe perioada arderii si destinderii se produce lucrul mecanic, fig. 5.3;
pe perioada comprimării fluidul primește căldură de la peretii cilindrului, urmând ca pe perioada arderii si destinderii gazele din cilindru să cedeze căldura la pereții cilindrului, fig. 5.4;
pierderea maximă de masă de fluid motor este de 0.9% din totalul masei existente în cilindru, fig. 5.5.
Au rezultat din calcul, folosind relațiile (5.18) si (5.19):
Randamentul indicat calculat = 0.4776;
Presiunea medie indicată calculată = 27.6 [bar].
Modelul matematic prezentat permite calculul presiunii, lucrului 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 și 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.
5.4. Programul de calcul
Programul de calcul scris n 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,'Axis 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');
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,'fontweight','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','Graficul 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','centimeters');
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,'color',[0,0,0]);set(h4,'fontweight','bold');
set(gca,'xcolor',[0,0,0]);
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;
Bibliografie
[1] Ferguson, C.R. – Internal combustion engines, applied thermosciences- Ed. John Wiley & Sons, New York, 1986.
[2] Stone, R – Introduction to internal 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, caracteristici de functionare si instalații, Editura Europlus, Galați, 2006.
[5] Scarpete D. – Dinamica automobilului – Note de curs, Galați 2011
[6] Burciu M. – Dinamica automobilului – lucrări 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, București, 1989.
[10] Macarie T., Cristea D., Marinescu D., Filip N. -Transmisi continue si actionari pentru autovehicule, Universitatea din Pitesti, 1995
[11] Urdaneanu T. ,Vasiliu C ,GorianuM, 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 format 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 motoarelor 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 Incercarea 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 unui automobil cu sarcina utilă 455[kg], masa maximă autorizată 1620[kg], care se poate deplasa pe drum orizontal și rectiliniu cu viteza… [303346] (ID: 303346)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.