Realizarea proiectului de organizare gene rală a autovehiculului și incadrarea într -un segment de [604403]
1
Cuprins
INTRODUCERE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 5
Capitolul 1. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………….. 6
Realizarea proiectului de organizare gene rală a autovehiculului și incadrarea într -un segment de
piață.Detalierea modului de amplasare a (sub)ansablului de proiectat ………………………….. ………………….. 6
1.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai autovehiculului de proiectat ……….. 6
1.1.1 Alegerea modelelor similare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 6
1.1.2 Analiza parametrilor masici ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 8
1.1.3 Analiza particularitaților constructive ………………………….. ………………………….. ………………… 10
1.1.4 Particularități dimensionale ale automobilelor selectate ………………………….. …………………….. 11
1.1.5. Analiza parametrilor energetici ………………………….. ………………………….. ………………………….. 13
1.1.6. Histogra me ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………………. 14
1.2 Studiul organizării generale si a formei constructive a autovehiculului ………………………….. ……….. 21
1.2.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exterior ………………………….. …………… 21
1.2.2 Predeterminarea principalilor parametrii masici ………………………….. ………………………….. ……. 21
1.2.3 Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util ………………………….. ……………………… 22
Dimensiunea ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 26
1.2.4 Determinarea centrului de masă ………………………….. ………………………….. ………………………….. 27
1.2.5 Alegerea pneurilor și stabilirea caracteristicilor acestora ………………………….. …………………….. 32
1.3 Calculul de tracțiune al autovehicului de proiectat ………………………….. ………………………….. ………. 32
1.3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului tranc țiunii ………………………….. …………………… 32
1.3.2 Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare, în funcție de viteza
autovehiculului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 34
1.4 Determinarea caracteristicii de turatie la sarcina totala a motorului ………………………….. ……………. 40
1.4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiția de atingere a vitezei
maxime la deplasarea autovehiculului în palier ………………………….. ………………………….. …………….. 40
1.5. Predeterminarea și definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale …………………. 44
Capitolul 2 ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 48
Studiul tehnic și de economicitate al soluț iilor posibile pentru (sub)ansamblul de proiectat. Alegerea
justificativă și definitivarea soluției tehnice pentru (sub)ansamblul din tema de proiect ……………………. 48
2.1 Clasificare cutiilor de viteză ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 48
2.2. Transmisia hibridă pe arhitectura P2 -P3 și 48V ………………………….. ………………………….. ………….. 50
2.3 Concluzie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 52
Capitolul 3 ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 53
3.1Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze. ………………. 53
2
3.1.1Determinarea raportului de transmitere maxim al primei trepte a schimbătorului de viteze I sv1
din condiția de aderență ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………. 53
3.1.2 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte, , din condiția urcării rampei
maxime. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 53
3.1.3Determinarea raportului de transmitere al primei trepte, , din condiția deplasării cu viteza
minimă în palier. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 54
3.2Etajarea schimbatorlului de viteze ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 55
3.2.1Determinarea raportului de transmitere în fiecare treaptă pentru etajarea în progresie armonică
………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………. 55
3.2.2Trasarea diagramei fierăstrău pentru etajarea în progresie armonică ………………………….. ……… 56
3.3 Sta bilirea schemei de organizare a schimbătoruluide viteze și determinarea numărului de dinți
pentru roțile dințate ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………………. 57
3.3.1 Determinarea distanței dintre axele arborilor și a modulului normal al danturii …………………… 58
3.3.2 Stabilirea numarului de dinți ai treptelo r de viteză ………………………….. ………………………….. …. 60
3.4 Calculul și proiectarea roților dințate și forțelor din angrenaje ………………………….. ………………….. 63
3.4Calculul și proiectarea mecanismului reductor. ………………………….. ………………………….. ……….. 66
3.4.1Alegerea materialului pentru roțile dințate și arbori ………………………….. ………………………….. … 66
3.4.2 Verificarea la rupere prin oboseală la baza dintelui ………………………….. ………………………….. .. 67
3.4.3 Verificara la oboseală superficială (pitting) ………………………….. ………………………….. ………….. 67
3.5 Calculul și proiectarea arborilor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 68
3.5.1 Calculul reacțiunilor și tensiunilor din arbolrele primar pentru: ………………………….. …………… 69
3.5.2 Calculul reacțiunilor și tensiunilor din arbolrele secundar pentru: ………………………….. ………… 72
3.6 Verificarea canelurilor arborilor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 74
3.6.1 Verificar ea canelurilor arborelui primar la strivire ………………………….. ………………………….. …. 74
3.6.2 Verificarea canelurilor arborelui secundar la strivire ………………………….. ………………………….. 74
3.7 Lagărele ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. 75
Capitolul 4 ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 77
Mentenanța subansamblului de proiectat ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 77
4.1 Întreținerea cutiei de viteze ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 77
Fig.4.1 Ulei de transmisie Total Transmission Dual 9 FE 75W90[3] ………………………….. ……………………… 78
4.2 Defecte în exploatare și înlăturarea lor ………………………….. ………………………….. ………………………. 78
Scăderea nivelului de ulei în cutia de viteză. ………………………….. ………………………….. …………………. 78
Capitolul 5 ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 82
Proiectarea roța din cutia de viteze dințata liberă pe arbore ………………………….. ………………………….. …. 82
5.1. Analiza rolului funcțional și a condițiilor tehnice ………………………….. ………………………….. ……….. 82
5.1.1. Rolul funcțional ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………… 82
5.1.3. Alegerea materialului ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 83
3
5.2. ALEGEREA VAR IANTEI OPTIME A METODEI ȘI PROCEDEULUI DE OBȚINERE A
SEMIFABRICATULUI ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………. 84
5.2.1. ALEGEREA SEMIFABRICATULUI ………………………….. ………………………….. ………………… 84
5.2.2 Întocmirea planului de operații ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 85
4
5
INTRODUCERE
Autovehiculul ce urmează să fie proiectat este un autovehicul care se adresează unei
game variate de client , tuturor categoriilor de vârstă și este ideală atât pentru bărbați, cât și
pentru femei. Autovehiculul nu are dimensiuni foarte mari, încadrandu -se cu succes
autovehiculelor care pot face față nevoilor zilnice de deplasare urbana. Acesta este ideal si pentru
iesirile extra -urbane . Amenajarea interioară oferă suficient spațiu pentru depozitarea bagajelor și
suficient loc pentru copii.
Conform cerințelor impuse în tema de proiect, autovehiculul trebuie să fie echipat cu o
transmisie DHT(Dedicated Hybrid Transmission)cu o arhitectură P2 -P3 si 48V. Acestă aplicatie
este utilizată in reducerea consumului de combustibil. Putând sa realizeze o deplasare in modul
full electric este ideală in orașele aglomerate care au ca ținta reducerea emisiilor poluante .
Pentru stabilirea parametrilor dimensionali ai autovehiculului s -au ales 15 modele
similare, fabricate în ani diferiți, de producători difer iți, însă toate având caroseria hatchback si
tracțiunea pe puntea din față si echipate cu un motor cu ardere interna cu benzină . A fost ales un
astfel de tip de autovehicul ținându -se cont si de masă, deoarece pe un astfel de autovehicul se
poate pune un m otor cu cilindreea mai mică. Astfel, un astfel de autovehicul are un consum
redus,emisii poluante reduse și de asemenea are putere suficientă pentru învingerea rezistențelor
la înaintare.
În cadrul capitolului 1 se vor studia, analiza și interpreta princip alii parametrii
dimensionali și masici ai automobilului, energetici ai motorului . Tot în cadrul acestui capitol se
va întocmi schița de organizare generală a automobilului ce se va proiecta, necesară determinării
poziției centrului de masă atât pentru caz ul autovehiculului gol, cât și încărcat, urmând ca apoi,
pe baza repartizării masei pe cele două punți să se aleagă tipul de anvelope și jante.
După alegerea tipodimensiunii anvelopelor se vor determina rezistențele la înaintare ale
auotvehiculului și car acteristica de turație la sarcină totală a sistemului de propulsie, cu scopul de
a determina bilanțul de tracțiune al automobilului, necesar determinării raportului de transmitere
al transmisiei principale
6
Capitolul 1.
Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și
incadrarea într -un segment de piață.Detalierea modului de amplasare a
(sub)ansablului de proiectat
1.1 Determinarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai autovehiculului de
proiectat
1.1.1 Alegerea modelelor similare
Alegerea modelelor s -a făcut în conformitat e cu datele din tema de proiect.
Tabel 1.1 . Modele similar [2]
Nr.
Crt. Autoturism Caroserie Viteza
maxima
[km/h] Tip motor Poza
1
Dacia Sandero
0.9 TCE hatchback 175 M.A.S
2
Fiat Punto 1.4 hatchback 165 M.A.S
3
Ford focus 1.0
Eco bust hatchback 187 M.A.S
4
Kia Cee’d 1.6
16V GDI hatchback 195 M.A.S
7
5
Peugeot 308 II
1.2 PureTech hatchback 188 M.A.S
6
Citroen C4 II
1.2 PureTech hatchback 197 M.A.S
7
Hyundai i30
1.4 MPi hatchback 183 M.A.S
8
Opel A stra 1.4
EcoTech hatchback 205 M.A.S
9
Mazda 3 1.5
Skyactiv -G hatchback 182 M.A.S
10
Renault
Megane IV 1.2
Energy TCe hatchback 179 M.A.S
11
Toyota Prius
1.8 plug -in
hybrid hatchback 180 M.A.S /Electric
8
12
Toyota Yaris
III 1.5 Hybrid
Automatic hatchback 165 M.A.S /Electric
13
Volkswagen
GTE 1.4 tsi
Hybrid hatchback 222 M.A.S
14
Hyundai Ioniq
hybrid 1.6
Hybrid
Automatic hatchback 185 M.A.S
15
Citroen DS5
1.6 THP hatchback 202 M.A.S
1.1.2 Analiza parametrilor masici
Particularități masice ale automobilelor alese
-Masa proprie (mo) reprezintă masa autovehicu lului complet
echipat, dar fără încărcătură și persoane.
-Masa utilă (mu) reprezintă capacitatea de încărcare a unui
autovehicul.
-Masa totală (ma) reprezintă suma maselor prezentate
anterior.
-Coeficient de tară (ηu) sau coeficientul sarcinii utile, este
folosit pentru compararea diferitelor tipuri de autovehicule, din
punct de vedere al utiliz ării raționale :
ηu = mo/mu.
9
Tabel 1.2 Parametri masici [2]
Nr.crt Autoturism Mo [kg] Ma [kg]/ Mu [kg] Ƞ[-]
1 Dacia Sandero 0.9
TCE 980 1515 535 0.65
2 Fiat Punto 1.4 1040 1575 535 0.66
3 Ford focus 1.0 Eco
bust 1276 1775 499 0.72
4 Kia Cee’d 1.6 16V
GDI 1268 1820 552 0.70
5 Peugeot 308 II 1.2
PureTech 1080 1655 575 0.65
6 Citroen C4 II 1.2
PureTech 1240 1895 655 0.65
7 Hyundai i30 1.4 MPi 1169 1760 591 0.66
8 Opel Astra 1.4
EcoTech 1203 1823 620 0.66
9 Mazda 3 1.5 Skyactiv –
G 1185 1800 615 0.66
10 Renault Megane IV
1.2 Energy TCe 1205 1806 601 0.67
11 Toyota Prius 1.8
plug-in hybrid 1425 1840 415 0.77
12 Toyota Yaris III 1.5
Hybrid Automatic 1085 1565 480 0.69
13 Volkswagen GTE 1.4
tsi Hybrid 1599 2020 421 0.79
14 Hyundai Ioniq hybrid
1.6 Hybrid Automatic 1370 1870 500 0.73
15 Citroen DS5 1.6 THP 1495 2035 540 0.73
10
1.1.3 Analiza particularitaților constructive
Tabel 1.3 Analiza particularitaților constructive [3]
Nr.crt . Autoturism Transmisie Nr.
locuri Nr.trepte cutia
de viteze Punte
motoare Poziț ionare
motor
1 Dacia Sandero
0.9 TCE manuală 5 5 față Transversal
2 Fiat Punto 1.4 manuală 5 5 față Transversal
3 Ford focus 1.0
Eco bust manuală 5 5 față Transversal
4 Kia Cee’d 1.6
16V GDI manuală 5 6 față Transversal
5 Peugeot 308 II
1.2 PureTech manual ă 5 5 față Transversal
6 Citroen C4 II 1.2
PureTech manuală 5 5 față Transversal
7 Hyundai i30 1.4
MPi manuală 5 5 față Transversal
8 Opel Astra 1.4
EcoTech manuală 5 5 față Transversal
9 Mazda 3 1.5
Skyactiv -G manuală 5 6 față Transversal
10 Renault Megane
IV 1.2 Energy
TCe manuală 5 6 față Transversal
11 Toyota Prius 1.8
plug-in hybrid CVT 5 – față Transversal
12 Toyota Yaris III
1.5 Hybrid
Automatic CVT 5 – față Transversal
13 Volkswagen
GTE 1.4 TSI
Hybrid automată 5 6 față Transversal
14 Hyundai Ioniq
hybrid 1.6
Hybrid
Automatic automată 5 6 față Transversal
15 Citroen DS5 1.6
THP automată 5 5 față Transversal
11
1.1.4 Particularități dimensionale ale automobilelor selectate
– Lungimea totală (La) reprezintă di stanța dintre 2 plane verticale, perpendiculare pe planul
longitudinal de simetrie al autovehiculului și tangente la punctele extreme față, spate.
-Lățimea totală (la) reprezintă distanța între două plane verticale și paralele cu planul
longitudinal asimetric, tangente la autovehic ul,de o parte și de alta a sa. A ici nu sunt incluse
oglinzile.
-Înălțimea totală (Ha) reprezintă distanța dintre planul de sprijin și planul orizontal tangent
la partea superioară a autovehiculului fără încărcătură și cu pneurile umf late la presiunea
indicată de producător.
-Ampatament (L) reprezintă distanța dintre axele geometrice verticale ale punților.
-Ecartament (E) reprezintă distanța dintre planele mediane ale roților aceleiași punți.
Tabel 1.4. Analiza principalelor cara cteristici dimensionale exterioare [2]
Nr.crt . Autoturism La[mm] la[mm] Ha[mm] A[mm] E[mm] Consola
față[mm] Consola
spate [mm]
1 Dacia
Sandero 0.9
TCE 4069 1733 1519 2589 1480 827 653
2 Fiat Punto
1.4 4065 1687 1490 2510 1497 816 652
3 Ford focus
1.0 Eco bust 4358 1823 1483 2648 1550 823 650
4 Kia Cee’d
1.6 16V GDI 4310 1780 1470 2650 1553 845 690
5 Peugeot 308
II 1.2
PureTech 4253 1804 1457 2620 1555 863 770
6 Citroen C4 II
1.2 PureTech 4329 1789 1498 2608 1530 935 786
7 Hyundai i30
1.4 MPi 4340 1795 1455 2650 1546 905 785
8 Opel Astra
1.4 EcoTech 4370 1809 1485 2662 1548 960 748
Nr.crt. Autoturism La[mm] la[mm] Ha[mm] A[mm] E[mm] Consola Consola
12
față[mm] spate[mm]
9 Mazda 3 1.5
Skyactiv -G 4470 1795 1465 2700 1530 935 735
10 Renault
Megane IV
1.2 Energy
TCe 4359 1814 1447 2669 1591 910 748
11 Toyota Prius
1.8 plug -in
hybrid 4480 1745 1490 2700 1520 870 754
12 Toyota Yaris
III 1.5
Hybrid
Automatic 3950 1695 1510 2510 1460 830 662
13 Volkswagen
GTE 1.4 TSI
Hybrid 4270 1799 1457 2631 1533 842 678
14 Hyundai
Ioniq hybrid
1.6 Hybrid
Automatic 4470 1820 1450 2700 1577 826 632
15 Citroen DS5
1.6 THP 4530 1871 1539 2727 1575 915 756
13
1.1.5. Analiza parametrilor energetici
Tabel 1.5. Analiza parametrilor energetici [3]
Nr.crt . Autoturism Cilindree[cm3] P max [cp/rot] M max [Nm/rot]
1 Dacia Sandero 0.9 TCE 898 90/5000 140/2250
2 Fiat Punto 1.4 1368 77/6000 115/3250
3 Ford focus 1.0 Eco bust 998 100/6000 170/1900
4 Kia Cee’d 1.6 16V GDI 1591 90/6200 155/4200
5 Peugeot 308 II 1.2
PureTech 1199 110/5500 205/1500
6 Citroen C4 II 1.2
PureTech 1199 130/5500 230/1750
7 Hyundai i30 1.4 MPi 1368 100/6000 134/4000
8 Opel Astra 1.4 EcoTech 1399 125/5500 245/2000
9 Mazda 3 1.5 Skyactiv -G 1496 100/6000 150/4000
10 Renault Megane IV 1.2
Energy TCe 1198 100/4500 175/1500
11 Toyota Prius 1.8 plug -in
hybrid 1798 99/5200 142/3600
12 Toyota Yaris III 1.5
Hybrid Automatic 1497 75/4800 111/3600
13 Volkswagen GTE 1.4 tsi
Hybrid 1395 150/5000 250/1500
14 Hyundai Ioniq hybrid 1.6
Hybrid Automatic 1580 105/5700 147/4000
15 Citroen DS5 1.6 THP 1598 155/6000 240/1400
Legendă : nmax – turație maximă;
V max – viteza maximă;
P max – puterea maximă;
14
1.1.6. Histograme
Histograme Dimensionale
Determinarea și stab ilirea princip alilor parametrii dimensionali ș i masici ai
autovehiculului dat prin temă se utilizează metoda histogramelor, metodă ce are la bază studiul
modelelor similar e cu ajutorul interpretării grafice.
Evidenț ierea distribuției calorilor și parametrilor în funcție de numă rul modelelor
similar e se realizează cu ajutorul subintervalelor de observare. Dimensiuni le acestor subintervale
variează în funcție de parametrul analizat și are la bază relaț ia:
(1.1)
Unde: Δx -dimensiunea subintervalului de observare .
Xmax,Xmin –valoarea maximă respectiv minimă a parame trului pentru care se
calculează dimensiunea.
n-numă rul de modele similar e la care se cunoaște mă rimea parametrului analizat.
După determinarea valorii subinterva lului de observare se calculează numă rul de
subintervale de observare cu relaț ia:
(1.2)
Cunoscâ nd aceste 2 valori, dimensiunea subintervalului ( și numă rul de subintervale
(k), se vor trasa his togramele în care se vor evidenția numă rul de modele similar e și valoare a
parametrului analizat cuprins între limitele fiecă rui subinterval de observare. [4]
15
Histo grama 1 .1 Lungimea totală
Lungimea totală (La) reprezintă distanț a dintre două plane verticale, perpendiculare pe
planul longitudinal de simetrie al autovehiculului ș i tangente la punctele extreme față și spate. [4]
Lungimea autovehiculului influențează masa proprie . Cu cât lungimea este mai mare, cu
atât creste ș i masa proprie. Un alt factor influe nțat de lungime este și costul de producț ie. În
funcț ie de lun gimea autovehiculului se alege și soluț ia de organizare. Spre ex emplu ,
autoveh iculele cu o lungime foarte mică , soluția adoptată este totul spate .
Din histogramă se observă că cele mai multe mode le se încadrea ză în intervalul de
lungime 4308mm -44426 mm, modelele au ca minim 3950 mm ș i ca maxim 4530mm. În intervalul
4070 -4069mm nu se află nici un autovehicul .
6
01234567
3831-3950 3951-4069 4070-4188 4189-4307 4308-4426 4427-4545Numar autovehicule
[mm] Lungime[La]
16
Histog rama 1.2 Lățimea totală
Lățimea totală reprezintă distanța dintre doua plane ver ticale ș i paralele cu planul
logitudinal de simetrie, tangente la autovehicul, de o parte ș i de alta a sa. În această dimensiune
nu sunt incluse oglinz ile retrovizoare. [4]
Lățimea autovehic ulului influențează construcția și s pațiul interior. De asemenea , strict
legat de lăț imea autovehic ulului este și lăț imea ecartamentului care influențează stabilitatea
autoturism ului pe drumurile virajate sau înclinate transversal.
Din histogramă se observă că cele mai multe modele se încadre ază în intervalul de lățime
1767 mm-1804mm. Modelele au ca minim 1687mm și ca maxim 1871 mm. Cele mai puțin e
modele sunt în intervalele 1652 -1690 mm, 1691 -1728mm ș i 1843 -1880mm.
6
01234567
1652-1690 1691-1728 1729-1766 1767-1804 1805-1842 1843-1880Numar autovehicule
[mm] Lățime
17
Histograma 1.3 Înălțimea totală
Înălțimea totală reprezintă distanța dintre planul de sprijin ș i planul orizon tal tangent la
partea superioară a autovehiculului, fără încărcătură ș i cu pneuri le umflate la presiunea indicată
de producător. [4]
Înălțimea este un factor care influențează î n mare parte coefi cientul aerodinamic (Cx),
care este foarte important pentru un autovehicul. Înălțimea autovehiculului mare poate
reprezenta un dezavantaj, deoarece nu se poate avea acces în unele pasaje sau parcări care
limitează această dimensiune de gabar it. Spațiul din habitaclu depinde foarte mult de înălțimea
autovehiculului, la fel ș i poziția postului de conducere.
Din histogramă se observă că cele mai multe modele se încadrează în intervalul cu
înălțimea cuprinsă între 1451mm -1469mm. M odelele au ca minim 1447 mm ș i ca maxim
1539 mm..
4
012345
1431-1450 1451-1469 1470-1488 1489-1507 1508-1526 1527-1545Numar autovehicule
[mm] Înălțimea
18
Histogra ma 1.4. Ampatament
Ampatamentul (L) repr ezintă distanț a dintre axe le geometrice verticale ale punț ilor
autovehiculului. [4]
Ampatamentul este una dintre mărimile care influențează foarte mult caracteristicile de
masă ș i de dimensiune ale autovehiculului.
Din histogramă se observă că cele mai multe modele se încadrează în intervalul de
dimensiuni 2646mm -2690mm. Modelele au ca minim 2510mm ș i ca maxim 2727 mm. În
intervalul 2511 -2555 nu se gasește nici un autovehicul.
5
0123456
2465-2510 2511-2555 2556-2600 2601-2645 2646-2690 2691-2735Numar autovehicule
[mm] Ampatament
19
Histograma 1.5 Ecartament
Ecartamentul ( E ) reprezintă distanț a dintre planele mediane ale roților aceleiași punț i.[6]
Pentru o mai bună stabilitate este necesară o valoare cât mai mare a ecartamen tului.
Ecartamentul influențează ș i raza de întoarcere a autovehiculului. Capacitatea de trecere
transversală (raza transversală de trecere) este ș i ea strict legată de mă rimea ecartamentului.
Din histogramă se observă că cele mai multe modele se încadrează în intervalul de
dimensiuni 1542mm -1568mm. Modelele au ca minim 1460mm și ca maxim 1 591mm. În primele
3 intervale se găsesc doar câ te un autovehicul.
5
0123456
1433-1460 1461-1487 1488-1514 1515-1541 1542-1568 1569-1595Numar autovehicule
[mm] Ecartament
20
Histograma 1.6 Masa proprie
Masa proprie(Mo) reprezintă masa autovehiculului complet echipat, dar fără persoane și
încărcătură .[6]
Masa proprie a autoturismului defineș te clasa acestuia care se colerează și cu capacitatea
cilindrică. Cu cât masa este mai mică, cu atâ t cons umul de carburant scade și automat ș i emisi ile
poluante cresc. În componenta masei proprii intră și structura de rezistență, astfel , nu se pot
obține greutăți foarte scăzute, deoarece asta ar însemna ușurarea structurii de rezistență .
Din histogramă se observă că cele mai multe modele se încadrează în intervalul de
greutate cuprin s între 1 108kg-1234kg. Modelele au ca minim 980kg și ca maxim 1599 kg. Cele
mai puține modele sunt cuprinse între 853kg și 980kg.
Concluzii:
Am ales 15 modele de autovehicule, modele alese conform temei de proiect. A m oferit
detalii despre acestea, realizând histograme în care am prezentat intervale le de minim și de
maxim . Pentru modelul similar de proie ctat am a les următoarele mă rimi:
4
012345
853-980 981-1107 1108-1234 1235-1361 1361-1488 1489-1615Numar autovehicule
[kg] Mo
21
1.2 Studiul organizării generale si a formei constructive a autovehiculului
1.2.1 Predeterminarea principalilor parametri i dimensionali exterior
Tabel 1.5
Lungime
[mm] Lățime
[mm] Înălțime
[mm] Ampatament
[mm] Ecartament
[mm]
4400 1790 1460 2650 1560
1.2.2 Predeter minarea principalilor parametrii masici
Masa proprie aleasă este: 1200
Masa utilă a autovehiculului de proiectat se determină în funcție de capacitatea de
încărcare și normele standardizate, cu relația următoare:
(1.3)
unde :
– “N” reprezintă numărul de lo curi, în afara celui ocupat de ș ofer;
– “mbs“ este masa bagajului suplimentar (se adoptă în limitele 50 -200 kg);
Tabel 1.6 Masele modelului de proiectat
Legendă :
ma [kg] – masa totală sau sarcina ma ximă admisă a autovehiculului;
m0 [kg] – masa proprie a autovehiculului;
mu [kg] – masa utilă a autovehiculului;
η [-] – coeficientul sarc inii utile sau coeficientul de t ară;
ma
[kg] m0
[kg] mu
[kg] η
[-]
1672 1200 472 0.71
22
Tabel 1.7 Masele aproximative ale subansamblelor
Nr. Crt. Denumire: Valoare
procentuală
[%] Masa
subansamblului
[kg]
1 Caroserie 55.75 640
2 Motor 10.45 120
3 Roți 3.14 36
4 Punte față 3.22 37
5 Punte spate 2.96 34
6 Schimbă tor de
viteze 3.48 40
7 Sistem de
evacuare 2.09 24
8 Banchetă și
spătar 2.79 32
9 Scaune față 2.18 25
10 Roata de
rezervă 2.00 23
11 Ambreiaj 1.74 20
12 Rezervor 4.36 50
13 Baterie și
instalație
electrică 2.00 23
14 Lichid de
răcire și ulei 0.96 11
15 Coloana de
direcț ie 1.31 15
16 Radiatoare 1.57 18
1.2.3 Predeterminarea fo rmei și a dimensiunilor spaț iului util
Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea următoarelor
caracteristici dimensionale:
Organizarea dimensiunilor postului de conducere;
Amplasarea banchetelor și/sau scaunelor pentru pasageri și dimensiunile acestora;
Dimensiunile volumului util (portbagaj, furgon, benă, habitaclu, salon, etc);
Dimensiunile impuse de construcț ia și organizarea automobilului ;
Organizarea și dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor și/sau
scaunelor pentru pasageri și dimensiunile acestora se stabilesc și se verifică cu ajutorul
manechinului bidimensional. [7]
23
Organizarea ș i dimensiunile postului de conducere
Manechinul bidimensional se execută la scară, din folie de dural sau plastic acrilic și
reprezintă conturul fizic al unui adult de sex masculin. El constă în tors și segmentele picioarelor
asamblate cu articulații prevăzute cu scări pentru măsurarea unghiurilor.
Sunt folosite trei manechine diferențiate prin: lungimile segmentelor piciorului l s pentru
gambă și l t pentru coapsă, deoarece s -a constatat că dimensiunile torsului variază nesemnificativ.
Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele: 10, 50, 90 . Semnificația acestui
procentaj este următoarea:
pentru manechinul cu procentaj 90 înseamnă că dintr -un număr de adulți, 90% dintre ei
au lungimile segmentelor l s și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare
acestei tipodimensiuni de ma nechin;
pentru manechinul cu procentaj 50 înseamnă că dintr -un număr de adulți, 50% dintre ei
au lungimile segmentelor l s și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare
acestei tipodimensiuni de manechin;
pentru manechinul cu procentaj 10 înseamnă că dintr -un număr de adulți, 10% dintre ei
au lungimile segmentelor l s și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare
acestei tipodimensiuni de manechin;
Numărul de adulți s -a stabilit după criterii statistice. [7]
Dimensiunile su nt prezentate în tabelul următor:
Tabel 1.8 Dimensiunile tipodimensiunilor de manechine bidimensionale
Tipodimensiunea
manechinului [%] 10 50 90
ls [mm] 390 417 444
lt [mm] 408 432 456
Fig. 1.1 Manechin bidimensional
24
Fig.1.2 Manechin bidimensional amplasat la postul de conducere
Fig.1.3 Poziția manechinului față de conturul acoperișului
Poziția manechinului pe scaunul șoferului este definită de dimensiunile a și b (poziția
articulației H a șoldului față de partea verticală a panoului despărțitor de compartimentul
motorului, respectiv față de podea), de unghiul α dintre axa torsului rezemat pe scaun și
verticală, de unghiurile β, γ, și δ care reprezintă unghiurile principalelor articulații (șold,
genunchi și respectiv glezn ă) ale manechinului bidimensional. Manechinul în această poziție este
prezentată în figura 1.3.
Recomandări pentru scaunul șoferului și a pasagerului din față:
partea înclinată a podelei nu trebuie sa fie mai mică de 306 mm;
înălțimea articulație H deasupra podelei nu trebuie să fie mai mică de 100 mm;
scaunul trebuie să aibă un dispozitiv de reglare a poziției relative față de parbriz și
față de comenzi atât în direcție longitudinală cât și în direcție verticală;
verificarea poziției scaunului se f ace în poziția extremă spate și jos cu manechinul 90,
apoi se verifică cu poziția medie cu manechinul 50 și poziția maxim față și sus cu
manechinul 10;
valorile medii recomandate unghiurilor α, β, γ, δ sunt prezentate în tabelul următor:
25
Tabel 1.9 Valor ile medii recomandate pentru unghiurile α, β, γ, δ [7]
Tipul
automobilului Autoturism
α [°] 20-30
β [°] 60-110
γ [°] 80-170
δ [°] 75-130
poziționarea punctului superior F al manechinului bidimensi onal față de acoperiș
trebuie să respecte dimensiunile din figura 3.3.
Distanța dintre punctul F și linia interioară a acoperișului nu trebuie să fie mai mică de
100-135 mm. Se adaugă 15 -25 mm grosimea totală a acoperișului și 20 -40 mm care ține cont de
curbura transversală a acoperișulu i și de amplasarea laterală a scaunului.
Punctul F se poziționează pe o dreaptă ce trece prin punctul H și este înclinată față de
verticală cu 8°, la distanță de 765 mm care corespunde manechinului 50 care stă pe scaunul
plasat în poziția mediană.
Observaț ie: dispunerea pasagerilor pe bancheta din spate respectă recomandările de mai
sus cu verificarea suplimentară că, între piciorul pasagerului din spate și conturul părți din spate
a scaunului șofer amplasat în poziția extremă spate și jos să existe un spa țiu minim.
Pentru ca pasagerii să fie protejați de accidente , cabina autoturismului este amplasată la
mijloc. Din această cauză se iau o serie de măsuri atunci când este concepută „caroseria de
securitate” , cum ar fi: rigidizarea construcției fără reducerea vizibilității pentru îndeplinirea
normelor la impactul frontal și lateral, montarea unor mânere pentru uși și macarale pentru
geamuri fără proeminențe , tapisarea butucului volanului , a parasolarelor și a torpedoului ,
folosirea coloanei de direcție telescopice și a unui volan ușor deformabil în direcția axială,
montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei geamul să sară afară.
Limitele de amplasare a organelor de comandă manuală la autoturisme și dimensiunile
principale ale postului de conducere al conducătorului auto se aleg conform STAS 6689/1 -81,
astfel încât acestea să fie în permanență în raza de acțiune determinată de dimensiunile
antropometrice ale conducătorului auto. [7]
26
Fig. 1.4 Dimensiunile postului de conducere
În urmă torul tabel sunt centralizate valorile limitelor de modificare ale postului de
conducere și valorile alese pentru modelul de proiectat. S -a ținut cont de economia spațiului și de
sportivitate.
Tabel 1.10 Dimensiunile postului de conducere
Nr.
Crt. Dimensiunea Limitele de
modificare Valoarea
aleasă
1 Unghiul de înclinare spre înapoi, [grade] 9-33 16
2 Distanța verticală de la punctul R la punctul călcâiului, H z[mm] 130-320 214
3 Cursa orizontală a punctului R, H x [mm] min 130 620
4 Diametrul volanului, D [mm] 330-420 340
5 Unghiul de înclinare al volanului, [°] (variabil) 10-70 16
6 Distanța orizontală între centrul volanului și punctul călcâiului,
Wx[mm] 660-152 340
7 Distanța verticală între centrul volanului și punctul călcâiului,
Wz[mm] 530-838 773
27
Fig.1.4 Schema manechinului
1.2.4 Determinarea centrului de masă
Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relațiile următoare:
∑
∑
∑
∑
, (1.4)
unde m j este masa subansamblului j, în [kg] și x j și z j coordonatele centru lui de greutate al
subansamblului j, față de sistemul xOz, ales în mm.
Poziția centrului de masă al automobilului se va determina în următoarea situație:
– automobilul încărcat complet cu sarcină utilă;
Înainte de determinarea centrului de masă al automobilului trebuie determinat centrul de
masă al caroseriei. [5]
28
Tabel 1.11 Determinarea centrului de greutate al caroseriei
Denumire mj xj zj ∑
∑ ∑
∑
Unitate de măsură [kg] [mm] [mm] [mm] [mm]
Lonjeroane și podea 210 1325 47.967 434.7656 15.73917
Plafon 100 1757.903 1116.626 274.6723 174.4728
Stâlp 50 1537.832 624.432 120.1431 48.78375
Aripi spate 75 2707.203 621.594 317.2504 72.84305
Parbriz 15 593.306 919.504 13.90561 21.55088
Lunetă 10 3023.148 844.008 47.23669 13.18763
Aripi față 51 -222.58 300.642 -17.7368 23.95741
Capotă față 21 -157.397 661.885 -5.16459 21.7181
Capotă portbagaj 23 3223.152 401.427 115.832 14.42628
Portiere față 45 921.949 362.562 64.82454 25.49264
Portiere spate 40 2016.585 567.442 126.0366 35.46513
Xg=1491,765 Yg=467,6368
Legendă: mj = masa subansamblului;
xj ; yj = coordonatele centrului de greutate al subansamblului j, față de sistemul de axe
xOy [mm];
Xg, yg = coordonatele centrului de greutate al autovehiculului.
29
Tabel 7.2 Determinarea centrului de greutate al autoturismului gol
Denumire mj xj zj ∑
∑ ∑
∑
Unitate de măsură [kg] [mm] [mm] [kg·mm] [kg·mm]
Caroserie 640 1491.765 467.6368 790.9941 247.9599
Motor 120 -282.39 337.051 -28.0752 33.50963
Punte față 55 0 0 0 0
Punte spate 52 2650 0 114.1674 0
Schimbător de viteze 40 -284.733 256.477 -9.43606 8.499652
Sistem de evacuare 24 1815.474 67.26 36.0989 1.337399
Banchetă spate și spătar 32 2188.16 333.814 58.01253 8.850081
Scaune față 25 1203.624 273.283 24.93007 5.660377
Roată de rezervă 23 2882.721 239.18 54.93172 4.557697
Ambreiaj 20 -284.733 256.477 -4.71803 4.249826
Rezervor 21 2433.414 263.853 42.33777 4.590649
Baterie și instalație
electrică 23 -610.623 491.652 -11.6357 9.368679
Lichid de răcire și
radiator 29 -730.443 298.215 -17.55 7.165066
Pasager față 68 1101.204 354.467 62.03966 19.96997
Coloana de direcție 1 10 285.126 345.486 2.36227 2.862353
Coloana de direcție 2 5 549.369 630.412 2.275762 2.611483
Suspensie 20 77.04 330.453 1.276553 5.475609
Xg Yg
1118,012 366,6684
30
Tabel 1.12 Determinarea centrului de greutate al autoturismului încărcat
Denumire mj xj zj ∑
∑ ∑
∑
Unitate de măsură [kg] [mm] [mm] [kg·mm] [kg·mm]
Caroserie 640 1491.765 467.6368 563.595 176.6751
Motor 120 -282.39 337.051 -20.004 23.8761
Punte față 55 0 0 0 0
Punte spate 52 2650 0 81.34593 0
Schimbător de viteze 40 -284.733 256.477 -6.72333 6.056128
Sistem de evacuare 24 1815.474 67.26 25.721 0.952916
Banchetă spate și spătar 32 2188.16 333.814 41.33478 6.305813
Scaune față 25 1203.624 273.283 17.76305 4.033102
Roată de rezervă 23 2882.721 239.18 39.13966 3.247426
Ambreiaj 20 -284.733 256.477 -3.36166 3.028064
Rezervor 21 2433.414 263.853 30.16629 3.270905
Baterie și instalație
electrică 23 -610.623 491.652 -8.29063 6.675322
Lichid de răcire și
radiator 29 -730.443 298.215 -12.5046 5.105215
Pasager față 136 1101.204 354.467 88.40835 28.4578
Pasager spate 204 2079.942 419.074 250.4771 50.467
Coloana de direcție 1 10 285.126 345.486 1.683152 2.039469
Coloana de direcție 2 5 549.369 630.412 1.621514 1.86072
Bagaj 215 3002.912 432.714 381.1252 54.91943
Suspensie 20 77.04 330.453 0.909563 3.901452
Xg Yg
1472,406 380,8719
31
Legendă: mj = masa subansamblului;
xj ; yj = coordonatele centrului de greutate al subansamblului j, față de sistemul de axe
xOy [mm];
Xg, yg = coordonatele centrului de greutate al autovehiculului.
Încărcările statice la punți
Încărcările statice la cele 2 punți, sunt:
Puntea față:
a) Autovehiculul fără încărcătură și cu un singur pasager
(1.5)
*57.81%*
Puntea spate:
(1.6)
*42.19%*
b) Autovehiculul cu încărcătură și cu cinci pasageri
(1.7)
*44,43%*
Puntea spate:
(1.8)
*55,57%*
Pentru aprecierea solicitării drumului din punctul de vedere al încărcărilor la punți se
utilizează următoarea mărime:
32
∑
= ( )
=0.04*103≤80*103daN(automobile cu 2 punti) (1.9)
1.2.5 Alegerea pneurilor și stabilirea caracteristicilor acestora
Fiecare punte are 2 pneuri, fiind ales numărul de pneuri pe fiecare punte, încărcarea
statică pe pneu corespunzătoare sarcinii utile maxime calculate, va fi:
Zpj=
,j=1…Np; (1.10)
Zp1=
=
= 404,67 (1.11)
Zp2=
=
= 295,32 (1.12)
Capacitatea portantă necesară pneului definită ca fiind încărcarea radială maximă
suportată de acesta, va fi:
Qpnec =
=
=449,63 (1.13)
unde k q=0,9 pent ru autoturisme.
Din standarde, norme sau cataloage de firmă, se alege pneul cu capacitatea portantă
Qp>Qp nec’
Am ales pneul 195 65 R15 91 T (indice de sarcină 91) Q p=615 daN și viteza maximă
(indice de viteză T) 190km/h mai mare decât cea dată prin temă.
Lățimea secțiunii B u=195 mm.
Diametrul exterior: D e=D as+2*H=25.4*15+2*0.65*195=634.5 mm (1.14)
Raza liberă r 0=0.5* D e=0.5*634.5=317.25 mm
Lungimea circumferinței de rulare L crul =2*π*r 0=2* π*317.25=1993.34 mm (1.15)
Raza de rulare r r=λ* r 0=0.95*317.25=301.38 (1.16)
1.3 Calculul de tracțiune al autovehicului de proiectat
1.3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului trancțiunii
Determinarea ariei secțiu nii transversale maxime a autovehiculului
Aria secțiunii transversale maxime A, sau mai exact aria proiecției frontale a
autovehiculului se obține prin:
-planimetrarea conturului delimitat din vederea din față a desenului de ansamblu;
33
Fig.1.4 Schita automobilului
Prin planimetrare rezultă A=2,085 m2.
– cu ajutorul formulei:
a m A t hEk A max , (1.17)
unde: kA – coeficient de corecție, k A = 1.
Em – ecartamentul mediu
ha – înălțimea autovehiculului
=> Atmax= 1*1560*1460=2.277 m2
Vom alege pentru calculi aria frontală a autovehicului obținută prin planimetrare
A=2,085 m2
Determinarea coeficientului de rezistență a aerului
Valoarea coeficientului de rezistență a aerului se adoptă din tabelul următor:
34
Tabelul 1 .11 Valorile coeficientului de rezistență a aerului în funcție de arie [4]
Tipul A [m2] Cx
Automobil sport 1.0…1.3 0.20…0.25
Automobil cu caroserie închisă 1.6…2.8 0.30…0.50
Autoturism cu caroserie deschisă 1.5…2.0 0.65…0.80
Autobuz 3.5…7.0 0.70…0.80
Autocamion cu platforma deschisă 3.0…5.3 0.90…1.0
Autofurgon 3.5…0.8 0.60…0.75
Legendă: A = aria autovehiculului;
Cx = coeficient de rezistență al aerului.
Ținând seama de modelele asemănătoare, adoptăm astfel pentru autovehiculul de
proiectat un coeficient de rezistență a aerului Cx=0.34.
1.3.2 Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare,
în funcție de viteza autovehiculului
Rezistența la rulare și puterea necesară învingerii rezistenței la rulare
Se calculează cu formula:
; (1.18)
Rrul [daN] – rezistența la rulare;
f [-]– coeficientul rezistenței la rulare;
Ga [daN] – greutatea totală a automobilului;
αp [°] – unghiul pantei drumului;
Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare se calculează cu relația:
(1.19)
Valorile rezistenței la rulare și a puterii necesare învingerii rezistenței la rulare s -au
centralizat în următorul tabel:
Tabel 1.12 Rezistența la rulare
35
V[km/h] Rrul[daN] Prul[Kw]
0 19.332 0
10 19.24693 0.534637
20 19.23175 1.068431
30 19.28648 1.607207
40 19.4111 2.156789
50 19.60563 2.723004
60 19.87006 3.311676
70 20.20438 3.92863
80 20.60861 4.579691
90 21.08273 5.270684
100 21.62676 6.007433
110 22.24069 6.795765
120 22.92451 7.641504
130 23.67824 8.550475
140 24.50186 9.528503
150 25.39539 10.58141
160 26.35882 11.71503
170 27.39214 12.93518
175 27.93502 13.57952
180 28.49537 14.24768
Legendă: V[km/h] =viteza în palier
Rrul[daN] – rezistența la rulare în palier.
Prul[kW] -puterea necesară învingerii rezistenței la rulare
Dependența rezistenței și puterii la rulare în funcție de viteza automobilului se arată în graficul:
36
Grafic ul1.1 Dependența rezistenței și puterii la rulare în funcție de viteza automobilului
Rezistența aerului și puterea necesară învingerii rezistenței aerului
Rezistența aerului:
(1.20)
Ra [daN] – rezistența aerului;
Vx [km/h] – viteza relativă a aerului față de automobil;
Vx=V±V v
Vv [km/h] – viteza vântului
k [-] – coeficientul aerodinamic;
k=0.06125 cx=0.06125*0.34= 0.020825; (1.21)
A [m2] – aria transversală maximă a automobilului A=2,085 m2.
Puterea necesară învingerii rezistenței aerului se calculează cu relația:
(1.22)
Pa [kw] – puterea necesară învingerii rezistenței aerului;
Ra [daN] – rezistența aerului;
V [km/h] – viteza automobilului;
0246810121416
18202224262830
0102030405060708090100110120130140150160170180190P[Kw] R[daN]
V[km/h] Rrul
Pru;
37
Tabel 1.13Rezistența aerului și puterea necesară învingerii rezistenței aerului în funcție de viteză
V[km/h] Raer[daN] Paer[Kw]
0 0 0
10 0.334049 0.009279
20 1.336196 0.074233
30 3.006442 0.250537
40 5.344785 0.593865
50 8.351227 1.159893
60 12.02577 2.004294
70 16.3684 3.182745
80 21.37914 4.75092
90 27.05798 6.764494
100 33.40491 9.279141
110 40.41994 12.35054
120 48.10307 16.03436
130 56.45429 20.38627
140 65.47362 25.46196
150 75.16104 31.3171
160 85.51656 38.00736
170 96.54018 45.58842
175 102.3025 49.7304
180 108.2319 54.11595
Legendă:
V[km/h] – viteză în palier, R aer[daN] – rezistența aerului, P aer[daN] – puterea necesară învingerii
rezistenței aerului;
Dependența rezistenței și puterii necesare învingerii rezistenței aerului de viteza automobilului
este arătată în următorul grafic.
38
Grafic ul 1.2 Rezistența aerului și puterea necesară învingerii rezistenței aerului
Rezistența totală și puterea totală
Rezistența totală:
; (1.23)
[ ] rezistența totală;
[daN] = rezistența la rulare;
[ ] rezistența aerului;
Rp[daN] = rezistența la pantă;
Rd[daN] = rezistența la accelerare;
Se neglijează rezistența la pantă și accelerare;
Puterea toală:
(1.24)
[kW] = puterea totală;
[ ] puterea necesară învingerii rezistenței la rulare; 051015202530354045505560
0102030405060708090100110120
0102030405060708090100110120130140150160170180190P[Kw] R[daN]
V[km/h] Raer
Paer
39
[ ] puterea necesară învingerii rezistenței aerului;
Pp[kW] = puterea necesară învingerii rezistenței la pantă;
Pd[kW] = puterea necesară învingerii rezistenței la accelerare;
Valoril e calculate pentru rezistența totală și puterea totală necesară învingerii rezistențelor sunt
centralizate în următorul tabel:
Tabel 1.14 Rezistența totală și puterea necesară învingerii rezistenței totale în funcție de viteză
V[km/h] Rtotala[daN] Ptotala[kW]
0 19.33 0.00
10 19.58 0.54
20 20.57 1.14
30 22.29 1.86
40 24.76 2.75
50 27.96 3.88
60 31.90 5.32
70 36.57 7.11
80 41.99 9.33
90 48.14 12.04
100 55.03 15.29
110 62.66 19.15
120 71.03 23.68
130 80.13 28.94
140 89.98 34.99
150 100.56 41.90
160 111.88 49.72
170 123.93 58.52
175 130.24 63.31
180 136.73 68.36
Legendă:
V[km/h] – viteza în palier
Rtotala[daN] – rezistența totală pentru un drum în palier
40
Ptotala[kw] – puterea totală pentru a învinge rezistențele.
Grafic ul 1.3 Reprezentarea dependenței rezistenței și puterii totale
1.4 Determinarea caracteristicii de turatie la sarcina totala a motorului
1.4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiția de atingere
a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului în palier
Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a automobilului (V max=175
km/h) la deplasarea acesteia în treapta de viteză cea mai rapidă (priza directă sau echivalentul ei),
în palier. Pentru a avea o anum ită acoperire, din punct de vedere a puterii, se poate admite că
atingerea lui V max se obține pe o foarte mică pantă, p 0=(0,05 … 0,3) %, rezultând în acest fel o
putere maximă (P max), ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier (p 0=0). Aleg p 0=0.[4]
Bilanțul de putere este :
(1.25)
Pentru V=V max, rezultă că
și deci P d=0.
Rezultă: 0.0010.0020.0030.0040.0050.0060.0070.0080.00
0.0020.0040.0060.0080.00100.00120.00140.00160.00
0 50 100 150 200P[kW] R[daN]
V[km/h] Rtotal
Ptotal
41
*
+=63.92
[kW] (1.26)
Se determină puterea motorului corespunzătoare vitezei maxime P Vmax:
*
+ [ ] (1.27)
Modelarea caracteristicii la sarcină totală se face prin relațiile analitice:
[(
) (
) (
) (
)
(
) (
)
] (1.28)
[ (
) (
)
(
)
] (1.29)
[ (
) (
)
(
)
] (1.30)
unde
(1.31)
sau sub o formă simplificată:
(
) (1.32)
Dar pentru V=V max, motorul va avea turația n Vmax rezultă:
(
) (1.33)
Funcția f p definește caracteristica la sarcină totală raportată și depinde de tipul și
particularitățile constructive ale motorului.
Tipul motorului e ste impus prin temă și se adoptă valorile pentru coeficienții de
adaptabilitate (c a=M emax/Mp) și de elasticitate (c e=nM/np).
ca=
(1.34)
ce=
(1.35)
Cunoscând c a și c e se calculează apoi valorile coeficienților de formă ai caracteristicii motorului:
α=
=
= 1.02 (1.36)
β=
=
(1.37)
γ=
=
(1.38)
42
α’=
=
(1.39)
β’=
=
= 2.33 (1.40)
γ’=
(1.41)
Turația de putere maximă se alege asemănător modelelor similare: n p=4000 rot/min.
Astfel, toți parametrii necesari modelării curbei de putere sunt cunoscuți.
nmin=0,18·n p=0,2·4000=720rot/min, (1.42)
nmax se adoptă în funcție de tipul motorului (MAS):
nmax=1,25*n p=5000rot/min. (1.43)
Pentru modelarea curbei momentului motor se poate utiliza relația de transformare:
[ ] în care P exprimat în kW și n în rot/min. (1.44)
Tabel 1.4 Puterea si momentul in functie de turatie
N[rot/min] P[kw] M[daNm]
700 8.238228 16.81088
800 9.994601 16.8437
900 11.86402 16.8734
1000 13.83587 16.89997
1100 15.89954 16.92341
1200 18.04442 16.94373
1300 20.25992 16.96092
1400 22.5354 16.97499
1500 24.86028 16.98593
1600 27.22393 16.99375
1700 29.61574 16.99844
1800 32.02512 17
1900 34.44144 16.99844
2000 36.8541 16.99375
2100 39.25249 16.98593
2200 41.62601 16.97499
43
N[rot/min] P[kw] M[daNm]
2300 43.96403 16.96092
2400 46.25595 16.94373
2500 48.49117 16.92341
2600 50.65906 16.89997
2700 52.74903 16.8734
2800 54.75047 16.8437
2900 56.65276 16.81088
3000 58.44529 16.77493
3100 60.11746 16.73585
3200 61.65865 16.69365
3300 63.05826 16.64832
3400 64.30568 16.59987
3500 65.39029 16.54829
3600 66.3015 16.49358
3700 67.02868 16.43575
3800 67.56123 16.37479
3900 67.88854 16.31071
4000 68 16.2435
4100 67.885 16.17316
4200 67.53294 16.0997
4300 66.93319 16.02311
4400 66.07516 15.9434
4500 64.94823 15.86056
4600 63.5418 15.7746
4700 61.84525 15.6855
4800 59.84798 15.59329
4900 57.53937 15.49794
5000 54.90881 15.39947
Legendă: n = turația motorului
44
P = puterea motorului , M = momentul moto r
Grafic1. 3: Caracteristica la sarcină totală a motorului
1.5. Predeterminarea și definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale
Analizând modelele similare, soluția de organizare generală adoptată este “ totul -față”, de
aici deducem ca motorul este dispus transversal, astfel, schimbatorul de viteze va fi cu doi arbori.
Raportul de priză directă are valori cuprinse între 0.92 -0.98. [1]
Se adoptă I sn=0,97 deoarece se găsește cel mai des la modele similare analizate.
Valoarea razei de rulare este =0.30138 mm, astfel calculăm raportul predeterminat de
transmitere al transmisiei prinicipale prin condiția atingerii vitezei maxime:
(1.45)
02468101214161820
01020304050607080
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000M[daNm ] P[kw]
n[rot/min] Putere
moment
45
Pentru definitivarea raportului i 0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinți ,
pornind de la valoarea predeterminată.
Datorită faptului că (i 0)pred<7,0 se adoptă o transmisie principală simplă.
În acest caz:
Se vor calcula în continuare 3 variante de valori apropiate ale raportului predeterminat.
Pentru aceasta s -a ales valoarea numărului de dinți ai pinionului în intervalul zp=10…..15
corespun zător unei roți dințate conice și s -a calculat după numărul de dinți ai pinionului
principal, de unde a rezultat raportul final.
Pentru: (i 0)pred=3.11 aleg:
zp1=10, z p2=11 z p3=12
Pentru: z p1=10
zc1= (i 0)pred·zp1=31 dinți (1.46)
(1.47)
(1.48)
Pentru: z p2=11
zc2= (i 0)pred·zp2=35 dinți (1.49)
.18 (1.50)
(1.51)
Pentru: z p3=12
zc3= (i 0)pred·zp3=37 dinți (1.52)
(1.53)
(1.54)
Eroarea trebuie să se încadreze în intervalul 5%. Eroarea obținută se încadrează în
această valoare. Pentru alegerea raportului de transmitere cel mai adecvat, se construiește
caracteristica de definitivare a raportu lui transmisiei principale
46
Aceasta reprezintă caracteristica puterilor automobilului în treapta de priză directă,
variând raportul de transmitere al transmisiei principale și curba de variație a puterii rezistente la
deplasarea în palier.
In tabelul 1.14 sunt prezentate datele necesare trasării graficului din figura 1.4[1]
V[km/h] N1[rot/min] P1[kW] N2[rot/min] P2[kW] N3[rot/min] P3[kW] Prez[kW]
0 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00
10 264.99 3.89 271.83 3.99 263.28 3.87 0.54
20 529.98 8.00 543.65 8.22 526.56 7.94 1.14
30 794.96 12.26 815.48 12.60 789.83 12.18 1.86
40 1059.95 16.62 1087.30 17.07 1053.11 16.51 2.75
50 1324.94 21.01 1359.13 21.57 1316.39 20.87 3.88
60 1589.93 25.37 1630.96 26.04 1579.67 25.20 5.32
70 1854.91 29.64 1902.78 30.40 1842.95 29.45 7.11
80 2119.90 33.76 2174.61 34.58 2106.22 33.55 9.33
90 2384.89 37.66 2446.43 38.53 2369.50 37.44 12.04
100 2649.88 41.29 2718.26 42.18 2632.78 41.07 15.29
110 2914.86 44.59 2990.09 45.45 2896.06 44.36 19.15
120 3179.85 47.48 3261.91 48.29 3159.34 47.27 23.68
130 3444.84 49.92 3533.74 50.62 3422.61 49.73 28.94
140 3709.83 51.84 3805.56 52.39 3685.89 51.69 34.99
150 3974.81 53.17 4077.39 53.52 3949.17 53.07 41.90
160 4239.80 53.86 4349.22 53.95 4212.45 53.82 49.72
170 4504.79 53.85 4621.04 53.61 4475.73 53.89 58.52
175 4637.28 53.56 4756.96 53.13 4607.37 53.64 63.31
Grafic 1.4 Alegera i0 din conditita de viteză maxim ă
47
Se alege valoarea lui i 01ef=3.1 deoarece atinge viteza maximă și rezerva suficientă de putere. [1]
Bibliografie:
[1]-Oprean,Mircea -Notițe de curs “Transmisii pentru autovehicule”,an universitar 2017 -2018
U.P.B,Facultatea de Transporturi
[2]-http://www.auto -data.net/en/
[3]-http://www.cars -data.com/ro/
[4]-Andreescu,Cristian -Notițe de curs “Dinamica autovehiculelor” ,an universitar 2017 -2018
U.P.B,Facultatea de Transporturi
[5]-Lucrari laborator “Transmisii pentru autovehicule” an universitar 2016 -2017 U.P.B ,Facultatea de
Transporturi
[6]-Lucrari laborator “Dinamica autovehiculelor” an universitar 2016 -2017 U.P.B,Facultatea de
Transporturi
[7]-Frățilă,Gh -Calculul și construcția autovehiculelor, Editura Didactică și Pedagogică,1982
0.0010.0020.0030.0040.0050.0060.0070.00
0 50 100 150 200 250P[kW]
V[km/h] Prez
P1
P2
P3
48
Capitolul 2
Studiul tehnic ș i de economic itate al soluț iilor posibile pentru
(sub)ansamblul de proiectat. Alegerea justificativă și definitivarea soluț iei
tehnice pentru (su b)ansamblul din tema de proiect
Cutia de viteze este o componentă extrem de importantă pentru toate autovehiculele,
transmițând mișcarea de la motor, care permite:
-modificarea forței de tracțiune în funcție de valoarea rezistențelor la înaintare;
-mersul înapoi al automobilului, fără a inversa sensul de rotație al arbo relui cotit
al motorului;
-se poate întrerupe pentru mai mult timp legătura dintre motor și restul
transmisiei, astfel încât motorul poate funcționa cand autovehiculul staționează.
Principalele condiții impuse unei cutii de viteze sunt:
-să asigure automo bilului perfo rmanțele necesare de dinamicitate ș i de consum
redus de combustibil ;
-să asigure decu plarea motorului de transmisie în situațiile î n care se impune acest
lucru;
-să aibă o construcție simplă și uș or de comandat ;
-să asigure funcț ionarea cu un randament ridi cat și nivelul sonor em is de
componentele sale aflate î n angrenare sa fie redus ;
-să aib ă siguranța în funcționare și necesitatea unei întrețineri uș oare;[1]
2.1 Clasificare cutiilor de viteză
Clasificarea cutiilor de viteze se poate face după modul de variație a raportului de
transmitere, modul de schimbare a treptelor de viteză, numă rul d e arbori ai cutiilor de viteze și
după tipul cutiei de viteză .[2]
După modul de variație a raportului de transmitere , se deosebesc:
-cutii de viteze discontinue (în trepte), la care raportul de transmitere variază discontinuu; la
rândul lor, acestea se pot clasifica după numărul de trepte (cu 3, 4, 5 sau 6 trepte) și după
mișcarea axei arborilor (normale, când axele arborilor sunt fixe și p lanetare, când axele unor
arbori sunt mobile);
-cutii de viteze continue (progresive), la care raportul de transmitere variază în mod continuu.
După modul de schimbare a treptelor de viteze , se deosebesc:
-cutii de viteze cu comandă directă, la care, pentr u schimbarea treptelor se utilizează efortul
conducătorului auto;
49
-cutii de viteze cu comandă semiautomată, la care conducătorul auto stabilește numai treapta de
viteză, declanșând un servomecanism care dezvoltă efortul necesar;
-cutii de viteze cu comandă automată, la care schimbarea treptelor se face automat, prin anumite
mecanisme, în funcție de viteza automobilului și de sarcina motorului.
După numărul de arbori ai cutiei de viteză:
-pentru autovehiculele cu motoarele poziționate pe puntea din spate și tracțiune pe puntea din
față sau pentru autovehiculele cu motoarele poziționate pe puntea din față și tracțiune pe puntea
din spate se utilizează cutii de viteză cu 3 arbori: unul de intrare, unul intermediar și unul de
ieșire ;
-pentru autovehiculele care au motorul pe puntea din față și tracțiune pe puntea din față se
folosesc cutii de viteză cu 2 arbori.
După tipul cutiei de viteze
-pentru autovehiculele clasice se folo sesc transmisii tradiț ionale. Momentul motor furni zat
este transferat la roțile automob ilului ș i amplificat printr -o transmisie clasică.
-in vederea reducerii emisiilor poluante,autovehiculele moderne folosesc schimbătoare de
viteză hibridizate.Din necesitatea unei producții cat mai economice ,aceste schimbătoare de
viteză sunt derivate din tr-o cutie clasica cu 2 arbori careia i sa mai atasat un motor electric
pentru oferirea unui surplus de cuplu.
Fig. 2.1. Cutia de viteze cu 2 arbori [3]
În Europa, 70% dintre automobilele puse în circulație folosesc cutii de viteză manuale, dar pe
de altă parte, în America de Nord, Canada, Mexic și Japonia, 70% dintre automobile folosesc
cutii de viteză automate.[ 1]
Pentru a limita rea nivelul emis iilor poluante, limitele impuse pentru producătorii
autovehiculelor sunt de 99 gCO2 / km până î n anul 2020 .Au pornit noi cercetări care reprezintă o
nouă provocare pentru industria autovehicule lor. Echiparea vehicule lor doar cu motoare
electrice încă nu pot substitui î n totalitate necesitatea f olosirii și a unui motor termic datorită
capacităț ii reduse d e stocare a energiei electrice î n raport cu greutatea bateriilor. Un alt
impediment îl reprezintă și timpul de încărcare completă a bateriilor necesare funcționă rii
motorulu i electric.
50
Una dintre soluț iile a doptate pentru a rezolva această problemă este folo sirea unei transmisii
hibride împreună cu un motor termic de cilindree mică . Aceasta prezintă avantajul folosirii unei
surse electrice de p ropulsie a autovehiculului dar ș i posibilitatea folo sirii motorului termic atunci
când apare necesitatea.
2.2. Transm isia hibridă pe arhitectura P2 -P3 și 48V
În figura 2.2 este prezentată transmisia hibridă , derivată dintr -o transmisie manuală cu 5
rapoarte de viteze și un motor electric.
Fig. 2.2. Schema cinematică a unei transmisii hibride
Arhitectur a cutiei de viteze este derivată dintr -o transmisie convențională cu 2 arbori.
Primul arbore, arborele principal, este în legătură cu motorul termic printr -un ambre iaj standard
uscat. Cutia de viteze este echipat cu un diferențial deschis conectat la coroana condusă de un
pinion, montat pe arborele secundar care se angrenează cu arborele primar prin mai multe trepte
viteze . Transmisia poate fi proiectată în funcție de destinaț ia de folosire a autovehiculului,
aceasta poate fi o cutie de viteze cu patru, cinci sau ș ase viteze.
Două dintre angrenaj ele de acț ionare sunt conectate rigid, formând o singură roată dințată
pentru a realiza o dublă treaptă de viteză . Aceasta este montată liber pe arborele primar ș i se
poate conecta selectiv la acesta printr -un sincronizator. Cele două angrenaje sunt în mod normal
două roți dinț ate ce trebu ie să angreneze în mod independent cu perech ile lor de pe arborele
secundar. Perech ile lor de pe arborele secundar sunt montate tot liber pe arbore le secundar , sunt
conectabile selectiv cu arborele secundar printr -un sincronizator.
Partea cea mai importantă a sistemului de hibridizare a schimbă torului de viteze este
motorul electric. Acesta poate funcț iona independent sau concomit ent cu motorul cu ardere
internă . Motorul electric adăugâ nd un cuplu de putere mo torului termic care furnizează o putere
51
mai mică , necesarul de putere fiind susți nut de motorul electric .Motorul electric este conectat cu
transmisia printr -o roata de mers in gol. Modul funcționare al autovehiculului ș i de cuplare al
treptelor de viteză este prezentat î n tabelul 2.1 .
Tabelul 2.1 . Cuplarea treptelor de viteza
Sincronizatorul 3 Sincronizatorul 2 Sincronizatorul 1
Modul de
conducere Treapta Configurtia Ambreajul Stanga Liber Dreapta Stanga Liber Dreapta Stanga Liber Dreapta
Motor cu
ardere
interna 1 / cuplat x x x
2 / cuplat x x x
3 / cuplat x x x
4 / cuplat x x x
5 / cuplat x x x
Hibrid 1+1 ME P3 cuplat x x x
1+2 ME P3 cuplat x x x
2+1 ME P2 cuplat x x x
3+1 ME P3 cuplat x x x
3+2 ME P3 cuplat x x x
4+1 ME P3 cuplat x x x
4+2 ME P3 cuplat x x x
5+2 ME P2 cuplat x x x
Electric 1 ME P3 Necuplat x x x
2 ME P3 Necuplat x x x
R ME P3 Necuplat x x x
R ME P3 Necuplat x x x
Legendă : ME-motor electric
În contextul legislației actuale privind restricționarea accesului în anumite zone a oraș elor
a autovehiculelor echipate cu sisteme de propulsie cl asice (motoare cu ardere internă), acest
autovehicul prezintă avantajul posibilității funcționării î n modul electric.
Prin c onfigurația P2 se poate realiza încă rcarea acumulatoarelor electrice direct de la
motorul cu ardere internă prin leg ătura cinematică cu mașina electrică care funcțione ază ș i ca
generator. Acest lucru se produce atunci cand autovehiculul stationeaza.
Pentru a reduce costurile de producț ie, prin urmare o simp lificare a construcț iei cutiei de
viteze , deplasarea autovehic ulului la mersul inapoi se face doar î n modul electric . Folosirea
motorului electric pentru asigurarea m ersului cu spatele se realizează prin inversarea sensului de
rotație al motorului electric.
52
Funcț ionarea autovehiculului î n modul hibrid aduce o economicitate consumului de
combustibil . Calcularea cantității emisiilor poluante se face în mod direct prin mă surarea
consumului de combustibil, deci prin consumul de combustibil redus se realizează ș i o diminu are
a emisiilor poluante. Turaț ia motorului termic nu depinde de viteza autovehiculul ui, acesta
putând funcționa la turaț ii de consum minim.
Cuplarea motorului electric la transmisie intr -un mod selectiv acoperă golul de cuplu in
timpul deplasari.Astfel cutia de viteze se va simți la fel ca o cutie cu rapoarte de transmitere
continue,asigu rand o deplasare lină.
2.3 Concluzie
Transmisiile autovehiculelor reprezintă cea mai importantă componentă a
autovehi culului . Prin adă ugarea unui motor electric unei cutii de viteze clasice, fără a-i modifica
arhitectura , se poate obț ine un autovehicul hibrid prin care se reduc emisiile poluante.
Soluț ia unei arhitecturi P2 -P3 și 48V este foarte avantajoasă deoarece permite utilizarea
vehiculului î n modul electric, hibrid sau clasic (puterea furnizată de motorul cu ardere internă ) si
tot odata menținerea capacitații de incarcare a bateriei in limitele de performanță
maxima.Aceasta putând genera energia necesară functionarii motorului electric in orice moment.
Având î n vedere argumentele studiat e în acest capitol, se alege o cutie de viteze cu
dimensiuni câ t mai reduse, costuri de producție mici și cu un program de mentenanță minimal. În
acelaș i timp , aranjarea treptelor de viteză trebuie să facă posibilă amplificarea momentului
transmis de motor, să fie suficient pentru a îndeplini toate cerințele dinamice și de tracț iune
pentru automobilul proiectat. De asemenea , motorul electric trebuie să fie suficient de puternic
astfel încât să ofere posibilitatea folosirii motorului termic în intervalul de turaț ii de randament
maxim pentru red ucerea emisi ilor poluante.
Bibliografie:
[1]- Oprean,Mircea -Notițe de curs “Transmisii pentru a utovehicule”,an universitar 2017 -2018
U.P.B,Facultatea de Transporturi
[2]- Lucrari laborator “Transmisii pentru a utovehicule” an universitar 2016 -2017
U.P.B,Facultatea de Transporturi
[3]- http://www.e -automobile.ro/categorie -transmisii/16 -cutie -viteze -manuala -automobile.html
53
Capitolul 3
Transmisia automobilului trebuie să realizeze deplasarea autombilului și pe drumuri cu
rezistență specifică mare. Autovehiculele cu capacitate de trecere normal ă trebuie să poată urca
rampe de 30 -35%. Rezistența specifică maximă ψmax aferentă acestor rampe este de 30 -35%
pentru autoturisme. De asemenea, schimbătorul de viteze trebuie să permită deplasarea
automobilului cu viteză foarte redusă , chiar pe drumuril e modernizate, î n palier. Astfel , viteza
minimă pe drum orizontal, se recomanda să fie de 4 -5 km/h pentru automobilele obiș nuite, ceea
ce duce la valori ridicate ale raportului maxim de transmitere. [4]
De regulă raportul ma xim de transmitere se realizează î n prima treaptă a schimbă torului
de viteze .
Raportul de transmitere al primei trepte,i sv1 , se poat e determina din mai multe condiț ii:
-urcarea rampei maxime
-viteza minimă î n palier
-condiția de pornire din loc.
3.1Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de
viteze.
3.1.1 Determinarea raportului de tran smitere maxim al primei trepte a schimbă torului de
viteze I sv1 din condiția de aderență
Condiția de aderență este dată de relaț ia:
În care:
este reacțiunea tangențială la roțile punț ii k
este reacțiunea normală la puntea k
Forța de tracț iune la puntea k este:
=>I svυ1=
=
3.1.2 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte, , din condiția urcării
rampei maxime.
Urcarea rampei maxime, , se face cu viteză constantă, neglijâ nd rezistența aerului, ca
urmare a vitezei reduse de de plasare, și cu motorul funcționâ nd la regimul de cuplu maxim .[4]
Din bilanțul de tr acțiune rezultă:
54
Unde: – greutatea automobilului [ N];
– raza de rulare[ m];
-cuplul maxim al motorului [ Nm];
– randamentul transmisiei cu schimbătorul de viteze în prima treaptă.
Având un automobil cu capacitate de trecere normală , panta maximă o consider =0.35.
=19.29°
0.025*cos 19.29°+sin 19.29°=0.35
=3.48
3.1.3 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte, , din condiția
deplasării cu viteza minimă în palier.
Viteza minimă în palier se adoptă, în funcție de categoria automobilului, între 3 – 10 km/h,
valorile mai mici fiind pentru vehiculele comerciale, iar cele mai mari pentru autoturisme.
Am ales ca viteză minimă de deplasare în palier să fie 5 km/h .
= 5.27
Valorile obținute pentru rapor tul de transmitere al primei trepte din această condiție sunt mai
mari decât valorile efective în cazul autoturismelor și mai mici în cazul vehiculelor comerciale
grele. De aceea , acest criteriu nu este decisiv .[5]
3.1.4 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte, , din condiția pornirii
din loc a automobilului
Raportul de transmi tere al primei trepte trebuie să asigure pornir ea de pe loc a autovehiculului în
diferite situaț ii întâlnite de autovehicul. Rapo rtul de transmitere se determin ă cu relaț ia:
55
Unde:
– este mo mentul la cuplarea ambreiajului
– este masa autovehicului
– F este o cons tantă în funcție de autovehicul
F = 14 pentru autovehiculele care se deplasează fr ecvent pe magistrale;
F = 18 pentru autovehiculele care se dep lasează pe magistrale și în oraș e;
F = 30 pentru autovehiculele care se deplaseaza în condiții de teren
(autobasculante, autobetoniere etc.).
este recomandat să fie găsit din caracteri stica de turație a motorului la sarcină totală
pentru turații cuprinse între (800 – 1000) rot/min.
Automobilul de proiectat fiind unul ce se deplasează pe magistrale și în orase , valoarea
lui F va fi 18, iar valoarea lui este 165.25 , gasită d in caracteristica de turație a
motorului la sarcină totală.
=2.21
In urma determină rilor lui se va adopta valoarea deoarece <Isvυ1
3.2Etajarea schimbatorlului de vitez e
Schimbă torul de viteze mecanic este caracterizat prin numărul de trepte ș i valoarea
raportului de transmitere. Valoarea maximă a rap ortului de transmitere este dată de valoarea
raportului de transmitere a primei trepte . Raportul de t ransmite re la care se realizează viteza
maximă este raportul de transmitere de priza directă și este stabilit odată cu
predeterminarea ș i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale. [3]s
Ansamblul operațiilor de stabilire a numărul ui de trepte ș i a valorilor rapoart elor de
transmitere ale schimbătorului de viteză se numește etajarea schimbătorului de viteză .
Ținând seama de tipul automob ilului proiectat, schimbătorul de viteză va fi etajat în
progresie geometrică. Acest tip de etaja re permite utilizarea întregii game de turații a motorului,
astfel motorul find mai economic.
3.2.1 Determin area raportului de transmitere în fiecare treaptă pentru etajarea î n progresie
armonică
Calcularea numă rului minim de trepte al cutiei de viteze se face cu formula:
În care:
56
-raportul de tr ansmitere al primei trepte;
-raportul de transmitere în treapta de prize directă ;
-turația maximă a motorului;
-turația de moment maxim;
Numă rul minim de trepte este 4, iar numărul real de trepte îl aleg 5 și o treaptă de
marșar ier.
Raportul de transmitere al fiecărei trepte pentru etajarea î n progr esie arm onică, se foloseș te
formula:
În care:
J-treapta cuplată ;
Is1-raportul de transmitere în prima treaptă = 3.59;
Isn-raportul de transmi tere al treptei de prize directă ;
N-număr de trepte;
3.2.2 Trasarea diagramei fierăstrău pentru etajarea în p rogresie armonică
Pornim de la ipoteza că viteza a utomobilului rămâne neschimbată la schimbarea treptelor
de viteză , calculăm turaț iile la ca re se face schimbarea treptelor :[1]
57
Grafic 3.1 Etajarea armonică
3.3 Stabilirea schemei de organizare a schimbă torului de viteze și determinarea
numărului de dinț i pentru roțile dinț ate
Rolul cutiei de viteze este de a asigura un flux de putere nece sar la roata de la motorul cu
ardere internă ș i motorul electric prin modificarea rap oartelor de transmitere. Acesta variează
forța de tracțiune ș i viteza de deplasare , astfel să se încadreze î n limitele impuse. Pe de o altă
parte , aceasta asigură și mersu l înapoi fără a modifica sensul de rotaț ie al motorului electric sau
al motorului cu ard ere internă, sau întreruperea legăturii de restul transmisiei câ nd ambreiajul
este cuplat.
În scopul asigurării unei bune adaptabilități a automobilului în condiț ii rea le de drum ,
cutia de viteze trebuie să îndeplinească o serie de cerinț e, cum ar fi: 020406080100120140160180200
0 1000 2000 3000 4000 5000V[km/h]
n[rot/min] nnnn
v2
v3
v4
v5
n''
58
-posibilitatea r ealizării unui număr câ t mai mare de rapoarte de transmitere , iar mărimea
lor să fie determinată astfel încât să asigure o utilizare rațională a puter ii pen tru performanțe
dinamice și economicitate ridicată .
-funcționarea silenț ioasă, const rucția să fie simplă , ușoară și să aibă un randament
mecanic ridicat .
-în utilizare să prezinte siguranță și o întreținere ușoară, iar schimbarea treptelor să aibă
loc fără șocuri.
Schema cinematică și de funcționare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de viteză pentru
mersul înainte este prezentată în figura 3.1
Fig.3.1 Schema cinematica
3.3.1 Determinarea distanței dintre axele arborilor ș i a modu lului normal al danturii
La determinarea numărului de dinți ai roților dințate trebuie îndeplinite următoarele
cerințe:
– realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea
schimbătorului;
– alegerea pentru pinioanele cu diametre le cele mai mici a numărului minim de dinți
admisibil;
59
– distanța aw dintre axele arborilor să fie aceiași pentru fiecare pereche de roți aflate în
angrenare;
Automobilele moderne folosesc roți dințate cu dinți înclinați deoarece sunt silențioase și au
un randament ridicat.
Distanta dintre axe este parametrul cel mai important pentru proiectarea transmisiei. Cu cât
este mai mică distanța dintre axe, pentru o anumită valoare a cuplului de intrare in cutie, cu atât
dimensiunile de gabarit ale transmisiei sunt mai mici.
Pentru schimbatoarele de viteze cu 2 arbori se recomanda ca distanta dintre axele
angrenajelor sa se determine din conditia solicitarii de contact la oboseala: [1]
√
Unde:
Mmmax este momentul maxim al motorului în Nm
,aleg a=16
√
Se adopta a w=90mm
Modulul normal al roților dințate se determină în funcție de tipul automobilului și de
valoarea momentului maxim ce trebuie transmis, utilizând tabelul 3.1 Adoptând din tabel
diametrul pitch DP, modulul se determină cu relația:
[ ]
După predeterminarea modulului, se trece la determinarea nu mărului de dinți ai roților dințate.
Tabel 3.1
Tipul autoturismului Momentul motor[daN*m] Diametru pitch(DP)
Dantura dreapta Dantura
inclinata
Autoturisme <16.6 10 12
17.3-27.6 8 12
>27.6 8 10
Autocamioane <27.6 7 8
27.6-34.6 6 7
34.6-41.5 6 6
>41.5 5 6
60
Alegem Dp=12
Se adoptă Mn=2.25mm conform standardelor.
Prin standardizare se adoptă Aw=9 0mm
Cunoscându -se distanța dintre axe și modulul normal al danturii ș i rapor turile t eoretice ale
treptelor de viteză , se calculează rapo rturile de transmitere efective , unghiul de î nclinare al
dantur ii și erorile relative dintre raporturile de transmitere teoretice și cele efective în fiecare
treaptă a schimb ătorului, utilizând fo rmulele :
Unghiul de înclinare al dinților roților dințate se calculează cu formula:
(
)
=
[ ]
Unde:
-distanț a dintre axe
raportul de transmitere teoretic;
raportul de transmitere real;
mn-modulul normal
Zpj-Numărul de dinți ai roț ii de pe arborele primar
Zsj-Numărul de dinți ai roț ii de pe arborele secundar
-unghiul de î nclinare al danturi i
3.3.2 Stabilirea numarului de dinți ai treptelor de viteză
Treapta I
Isv1 =3.48
=
=
Se aleg:Z p1=17
Zc1= 58
61
Unghiul de înclinare al dinților este: (
) 20.36
Raportul de transmitere recalculat:
Eroarea
=
Treapta II
Isv2 =2.11
=
=
Se aleg:Z p1=24
Zc1= 51
Unghiul de înclinare al dinților este: (
) 20.36
Raportul de transmitere recalculat:
Eroarea
=
Treapta I II
Isv3 =1.51
=
=
Se aleg:Z p1=30
Zc1= 45
Unghiul de înclinare al dinților este: (
) 20.36
Raportul de transmitere recalculat:
62
Eroarea
=
Treapta I V
Isv4 =1.18
=
=
Se aleg:Z p1=34
Zc1= 41
Unghiul de înclinare al dinților este: (
) 20.36
Raportul de transmitere recalculat:
Eroarea
=
Treapta V
Isv5 =0.97
=
=
Se aleg:Z p1=38
Zc1= 37
Unghiul de înclinare al dinților este: (
) 20.36
Raport ul de transmitere recalculat:
Eroarea
=
63
3.4 Calculul și proiectarea roților dințate și forț elor din angrenaje
Dacă generarea d anturii se face cu freză melc, se obțin la dantura roții elementele
cremalierei de referință. Acestea sunt standardizate. Înainte de a începe calculul efectiv al
dimensiunilor roților dințate, se definesc elementele cremalierei de referință:
Fig 3.1 Inclinarea danturi [2]
Unde α0=20°este unghiul profilului de referință;
h0a*=1 este coeficientul înălțimii capului de referință;
h0f*=1,25 este coeficientul înălțimii piciorului de referință;
c0*=0,25 este jocul de referință la picior;
c0*max=0,35 este jocul maxim de referință la p icior (se folosește dacă generarea danturii se
face cu roată generatoare).
Unghiul profilului danturii în plan frontal se calculează cu formula:
(
)
Unghiul de ro stogolire frontal se calculează cu formula:
64
αwt= arccos
0cosi
t
ia
a
[°]
Unde:
– α0i este distanța de referință dintre axele arborilor și se calculează cu formula:
α0i=
()
2 cosn pi sim z z
[°]
αi=αw= 90 [mm]
– modulul front al (m t) m t=
cosnm
– diametrele de divizare: d di=
cosnimz
– diametrele de bază: d bi= d di∙cos α t [mm]
– diametrele de rostogolire: d wi= d di∙
t cos
coswt
[mm]
– diametre le de picio r: d fi= d di-2·m n∙(h
*
0a +c
*
0a -xni) [mm]
– diametrele de cap: d ai= d di +2∙m n∙( h
*
0a +xni) [mm]
dapi=2∙[α 0i+ m n∙( h
*
0a -xnpi)]-ddpi [mm]
dasi=2∙[ α 0i+ m n∙( h
*
0a -xnsi)]-ddsi [mm]
inv α wt= tg α wt- αwt°
180
inv α t= tg α t- αt°
180
( )
– lățimile danturilor roților: bs i= d s i∙Ψd [mm] bp i= b s i+(1÷2) ∙m n [mm]
Unde: Ψ d este raportul dintre lățimea danturii și diametrul de divizare al pinionului.
Aleg: Ψd=0,5
65
Tabel 3.2 Elementele geometrice ale roților dințate
Treapta Roata de
pe
arborele Modulul
normal
mn Diametrul
de
divizare
ddi [mm] Diametrul
de bază
dbi [mm] Diametrul
de
rostogolire
dwi [mm] Diametrul
de picior
dfi [mm] Diametrul
de cap
dai [mm] Înălțimea
dintelui
hi[mm] Lățimea
dintelui
bi [mm]
I primar 2.25 40.799 15.769 40.8 33.46 43.58
5.06 12.2 4
secundar 139.196 53.8 139.2 135.3 145.42 15.62
II primar 2.25 57.598 22.262 57.6 50.84 60.96 17.28
secundar 122.397 47.307 122.4 117.91 128.04 20.65
III primar 2.25 71.998 27.827 72 65.746 75.87 21.6
secundar 107.997 47.741 108 103.004 113.13 24.9
IV primar 2.25 81.598 31.538 81.6 75.682 85.80 24.5
secundar 98.397 38.031 98.4 93.069 103.2 27.9
V primar 2.25 91.198 35.248 91.2 85.617 95.742 27.35
secundar 88.798 34.321 88.8 83.133 93.258 30.73
Fig. 3.2 Elemente le geometrice ale ro ților dințate [2]
66
3.4Calculul ș i proiectarea mecanismului reductor .
3.4.1 Alegerea materialului pentru r oțile dințate și arbori
Pentru roțile dințate se folosesc în general oțeluri înalt aliate pentru a reduce pe cât
posibil dimensiunile și masa angrenajelor. De aceea , vom alege ca material 18MoCrNi13. Acesta
are ca limite de rezistență minime următoarele valori: σ c=750 MPa, σ P lim=400 MPa, σ H
lim=1500MPa [2]
Folosind metoda diamtrului pitch pentru alegerea modului ,aceasta avâ nd ca p unct de
plecare solicitarea la î ncovoiere, considerăm dantura rezistentă acestor tipuri de solicitari.
Vom face verificări de oboseală la bază și la pitting a roților dințate pentru treptele de
viteză III și IV, deoarece sunt cele mai folosite.
Figura 3.3 Forțe care acționează asupra angrenajelor cu roți dințate
Forțele care acționează sunt:
– Forța tangențială
[ ]
– Forța radială
[ ]
– Forța axială [ ]
Tabel 3.2 Forțele care acționează asup ra angrenajelor tuturor treptelor de viteză
Treapta I Treapta II Treapta III Treapta IV Treapta V
Mmax[Nm] 170 170 170 170 170
Ft1,2[N] 14209 6257 3542 2500 1808
Fr1,2[N] 33905 14931 8451 5966 4315
Fa1,2[N] 5273 2322 1314 928 671
67
3.4.2 Verificarea la rupere prin oboseală la baza dintelui
Pentru efectuarea verificărilor la rupere prin oboseală la baza dintelui se folosesc formulele :
[9]
√ *
+
Treapta a III – a
√ *
+
√
Treapta a IV – a
√ *
+
√
3.4.3 Verificara la oboseală superficială (pitting)
Pentru a efectuarea verificărilor la oboseală superf icială se folosesc formulele:
68
√
√
Treapta a III – a
√
√
Treapta a IV – a
√
√
3.5 Calculul și proiectarea arborilor
Pentru a face calculele de rezistență, alegem materialul din care aceștia sunt fabricați.
Având o distanță mică î ntre axe, ceea ce condu ce la diametre de divizare a roț ilor mici, vom
alege materialul din clasa oțelurilor înalt aliate, urmând ca după finalizarea calculelor, în cazul în
care această alegere nu a dat rezultatele dorite, să revenim asupra acestei decizii din raționamente
economice.
Astfel , am ales oțelul 18MoCrNi13, ce are urmatoarele proprietăți mecanice: σ -1=440
MPa si τ 0=410 MPa.
Pentru a calcula arborii, vom considera solicitările acestora ca fiind: încovoiere dublă, în
cele două plan uri, vertical și orizontal, și torsiune.
În figura 3.4 se prezintă schema de încărcare a arborilor, corespunzătoare unei trepte
oarecare a schimbătorului de viteze. [2]
69
Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se poate face cu următoarele relații :
Pentru a rborele primar, √
[mm],
Tensiunea admisibilă se alege din intervalul
√
mm pentru
Se alege d=30mm;
Pentru arborele secundar , când este cuplată treapta I, acesta dezvoltâ nd cea mai mare
multiplicare de moment:
√
mm pentru
Se alege d=39 mm
Unde:
d-diametrul arborelui
Mt-momentul de torsiune la nivelul arborelui (în cazul arborelui secundar se am plifică cu
raportul de transmitere)
-tensiunea admisibilă la torsiune 15 -50M pa
Fig.3.4 Schema de încă rcare a arborel ui primar pentru oricare treaptă
3.5.1 Calculul reacțiunilor și tensiunilor din arbolrele primar pentru:
Treapta I
Reacțiunile din lag ăre se calculează cu ajutorul următoarelor relaț ii:
– în plan orizontal:
– în plan vertical:
70
Reacțiunile rezultante din lagă re vor fi:
√ √
Efortul spe cific echivalen t pentru arborele solicitat la încovoiere și răsucire, se determină după
ipoteza a III -a de rupere, cu relația:
2 24t i e
în care
i este efortul unitar la încovoiere ș i
t este e fortul unitar la ră sucire.
Efortul unitar la încovoiere este dat de relaț ia:
ii
iWM
Unde:
Mi – momentul î ncovoietor rezultant
Wi – modulul de rezistență la î ncovoiere.
Momentul încovoietor rezultant într -o secțiune oarecare re zultă din compunerea
momentelor î ncovoietoare M iV si M iH.[2]
2 2
iH iV i M M M
Unde:
Nmm l R MCH iH 36, 442589 28392,15631
Nmm l R MCV iV 6, 1247520 2832,44081
Nmm Mi 26, 1323704 6, 1247520 36, 4425892 2
3 3 32700 301.0 1.0 mm d Wp i
2/2,426270026, 1323704mmNWM
ii
i
Efortul unitar la răsucire se calculează cu relaț ia:
71
tt
iWM
Unde:
Nmm i M MSVi t 57970041,3* 170000max
35400 27002 2 mm W Wi t
2/ 35,1075400579700mmNWM
tt
i
Rezultă:
2 2 2 2 2/8,432 35,1074 2,426 4 mmNi i e
72
Fig.3.5 Reactiunile arborelui primar
3.5.2 Calculul r eacțiunilor și tensiunilor din arbolrele secundar pentru:
Fig.3 .5 Reacțiuni din ar borele secundar pentru o treaptă oarecare
Treapta I
Reacțiunile pentru arborele secundar se calculează cu următoarele formule:
=
√ √
√ √
Efortul specific echivalen t pentru arborele solicitat la î ncovoiere și răsucire, se determină
după ipoteza a III -a de rupere, cu relaț ia:
2 24t i e ,
în care
i este efortul unitar la încovoiere ș i
t este efortul unitar la ră sucire.
Efortul unitar la încovoiere este dat de relaț ia:
73
ii
iWM
Unde: M i – momentul î ncovoietor rezultant
Wi – modulul de rezistență la î ncovoiere.
Momentul î ncovoietor rezultant într -o secțiune oarecare rezultă din compunerea
momentelor î ncovoietoare M iV si M iH.
2 2
iH iV i M M M
Unde:
Nmm l R MCH iH 36. 442589 283*32. 15634
Nmm l R MCV iV 3. 1247520 283*2. 44084
Nmm Mi 26. 1323704 6. 1247520)36. 442589(2 2
3 3 39. 5931 391.0 1.0 mm d Wp i
2/ 15.2239. 593126. 1323704mmNWM
ii
i
Efortul unitar la răsucire se calculează cu relaț ia:
tt
iWM
Unde:
Nmm i M MSVi t 57970041,3* 170000max
38. 118639. 59312 2 mm W Wi t
2/ 57.1118. 1186326. 1323704mmNWM
tt
i
Rezult ă:
74
2 2 2 2 2/ 47.315 5.1114 15.223 4 mmNi i e
3.6 Verificarea canelurilor arborilor
3.6.1 Verificarea canelurilor arborelui primar la strivire
Tensiunea maximă la strivire a canelurilor se calculează cu relatia:
σs = tensiunea maximă de strivire pe flancul canelurilor;
Mmax = 170 Nm;
=înălțimea canelurilor
h = 2,5 mm ;
di = diametrul de fund al canelurilor;
di = 30 mm
de = diametrul exterior al canelurilor
de = 35 mm
is2 = 2.12
lc = lungimea asamblării canelate;
lc = 50 mm
z = numă rul canelurilor;
z = 16
rm = raza medie a partii canelate;
rm = ( d e + d i ) / 4
rm = 16.25 mm
σs = 14, 78 Mpa Rezistă
3.6.2 Verificarea canelurilor arborelui secundar la strivire
Tensiunea maximă la strivire a canelurilor se calculează cu relatia:
σs = ten siunea maximă de strivire pe flancul canelurilor;
hdedi
2
sMmaxis
0.75 hlczrm
sMmaxis
0.75 hlczrm
75
Mmax = 170 Nm
=înălțimea canelurilor;
h = 2,5 mm
di = diametrul de fund al canelurilor;
di = 40 mm
de = diametrul exterior al canelurilor
de = 45 mm
is1 = 3.41
lc = lungimea asamblării canelate;
lc = 50 mm
z = numărul canelurilor;
z = 16
rm = raza medie a partii canelate;
rm = ( d e + d i ) / 4
rm = 21,25 mm
σs = 18,18 Mpa Rezistă
3.7 Lagărele
Se va opta pentru folosirea rulmenț ilor radiali axiali cu role conice pentru arbori cutiei de viteze si cu
role ace pentru lăgăruirea carcasei schimbă torului de viteze .
Tabel 3.2 Elemente geometrice si t ehnice ale rulmenț ilor radiali cu role conice [7]
Rulment 1,2
d[mm] 30
D[mm] 62
T[mm] 17.25
a[mm] 14
B[mm] 16
C[mm] 14
hdedi
2
76
d1[mm] 45.6
r 1,2[mm] 1
r 3,4[mm] 1
m [kg] 0.237
C[kN] 43.5
Co[kN] 48
Cod 30206 -A
Tabel 3.3 Elemente g eometrice si tehnice ale rulmenț ilor cu role cu ace [7]
Rulment 1
Fw[mm] 45
Ew[mm] 50
Bc[mm] 22
m[g] 34
Cr[kN] 22.5
Co[kN 46
cod K45X50X22
Bibliografie
[1]- Oprean Mircea -Automotive Transmission
[2]- Filipoiu,I -Proiectarea transmisiilor mecanice,Editura Bren,2006
[3]- Frățilă,Gh -Calculul și construcția autovehiculelor, Editura Didactică și Pedagogică,1982
[4]- Oprean,Mircea -Notițe de curs “Transmisii pentru autovehicule”,an universitar 2017 –
2018 U.P.B,Facultatea de Transporturi
[5]- Bosch, Robert – Bosch Automotive Handbook, editia a 8 -a
[6]- https://ro.rsdelivers.com
77
Capitolul 4
Mentenanț a subansamblului de proiectat
Pentru a preveni necesitatea unor reparaț ii costisitoar e sau a unei perioade de
nefuncț ionare a autovehiculului , cea mai importantă parte a procesului de mentenanță este
diagnosticarea defectelor minore care pot avea consecinț e grave. Uleiul cutiei de viteze est e unul
dintre cei mai importanți factori ai schimbă torului de viteze. Acesta poate prelungi durata de
funcți onare sau o poate scurta semnificativ. [1]
4.1 Întreț inerea cutiei de viteze
Întreț inerea cuti ei de viteze constă în urmă toarele :
-Controlul vizual al cutiei de viteze ;
Se urmărește ca la operațiunea de control vizual să fie observate toate modifică rile
vizuale ale cutiei de viteze , cum ar fi: scurgeri de ulei, fisuri apărute î n carcasa cutiei de viteze,
lipsa anumitor elemente de prindere al cutiei de carterul ambreiajului, partea exterioară a
mecanismului de comandă al treptelor de viteze, jocuri ale pâ rghiilor d e comandă al trepte lor de
viteză , legăturile electrice ale motorului electric.
-Schimbarea uleiului din cutia de transmisie ;
Datorită frecărilor roților dințate care au loc la funcționarea cutiei de viteze, acestea se
uzează . În urma proces ului de uzare apare pi litura de fier sau chiar mici așchii desprinse de pe
roțile dințate. Aceste rezidu ri contaminează uleiul, făcându-l abraziv .
După o perioadă de timp sau incălziri ș i răciri succesive și bruște , uleiul își pierde
proprietăț ile de lubrifiere, acest lucru ducâ nd la o uzur ă accelerată a componentelor cutiei de
viteze .
Aleger ea uleiului pentru cutia de viteze se face conform normelo r tehnice specificate de
producă torul uleiului î n conformitate cu necesitatea asigurării lubrifier ii componentelor cutiei de
viteze. Indicele de vâscozitate foarte ridicat asigură o fluiditate foarte bună la temperaturi
scăzute , generând multiple avantaje în timpul pornirii deplasării autovehicululu i la rece.
78
Fig.4.1 Ulei de transmisie Total Transmission Dual 9 FE 75W90 [3]
4.2 Defecte în exploatare și înlăturarea lor
Scăderea nive lului de ulei în cutia de viteză .
Scurgerile de ulei se pot datora uză rii inelelor de etanș are ai carc asei cutiei de vi teze.
Acestea apar inițial doar ca o zonă umedă iar dacă problema nu este remediată prin schimbarea
inelului de etanș are, uleiul se poate scurge din cutie. Nefuncționâ nd cu cantitatea necesară de
ulei, apar uză ri mai intense.
Fig. 4.2 Scurg eri de ulei din cutia de viteze
Blocarea cutiei de viteze într -o treaptă fără posibilitatea schimbă rii în altă treaptă .
Apariț ia acestei probleme se poate datora mai multor cauze, cum ar fi:
Congelarea uleiului la temperaturi foarte scă zute. Pentru a ne putea dep lasa cu
autovehiculul trebuie să pornim motorul pentru a degaja caldură ș i astfel ,
uleiul din cutia de viteze să ajungă la vâ scozitatea necesar ă. Acest lucru poate
fi evitat prin folosire a unui ulei care are o rezistență ridicată la temperaturi
foarte scă zute.
Ruperea tijelor culisante ale selectorului treptelor de viteză . Acest lucru se
poate produce datorită obosel ii materialului, manevrarea forț ată a levierului
schimbător ului de viteze , atunci câ nd uleiul cutiei este congelat sau a
schimbărilor bruște a treptelor de viteză . Remedierea problemei se realizează
prin schimbarea tijelor culisante .
Schimbarea cu zgomot a treptelor de viteză
Acest lucru se p oate datora uzurii sau deterioră rii sincronizatoarelor. Zgomotul de l a
schimbarea treptelor de viteză provine din cauza neegală rii vitez elor unghilure ale
79
elementelor în momentul cuplă rii. Apariția acestor defecte au loc datorită unor defecte de
fabricare a sincronizatoarelor sau o ex ploatare excesivă a schimbatorului de viteze.
Fig. 4.3 Sincronizator defect
Zgomot continuu cu o accentuare a intensit ății la sarcină plină a motorului
Sursa zgomotului se datorează uzării sau deteriorării rulmenț ilor arborilor cutiei de
viteze. Montajul prea strâns sau o lubrifiere necorespunzătoare care a dus la încălzirea
excesivă a zonei stă la baza apariției uzurii în lagă rele arborilor.
Fig. 4.4 Rulment uzat [2]
Dacă apariția zgomotului este ignorată , se poate ajunge și până la spargerea cor purilor de
rostogolire a rulmenț ilor. Odată cu spargerea cor purilor de rostogolire a rulmenț ilor, poate fi
afectată ș i carcasa cutiei de viteze, respectiv alezajul de montare a rulmentului în carcasă .
80
De la prima a pariție a unor zgomote neobișnuite î n cutia de viteze , trebuie luate măsuri
pentru a rezolva această problem ă, prin înlocuirea rulmenț ilor.
Fig.4.5 Rulment cu elemente de rostogolire sparte
Fisurarea cutiei de viteze
Fisurarea cutiei de viteze se poate produce datorită unor factori externi prin lovituri
mecanice . Fisurarea cutiei de viteze se produce în momentul strângerii suporților cutiei cu un
cuplu mult mai mare decât cel prevăzut de producător, dar și în urma vibraț iilor.
Fig. 4.6 Spargerea cutie i de viteză
81
Fig.4.7 Fisurarea cutiei de viteze
Selectar ea greoaie a treptelor de viteză
Selectarea îngreunată a treptelor de viteză are loc atunci când pârghia de acționare a
sistemului de comandă a selectoru lui treptelor de viteză este gripată . Griparea acesteia se
produce din cauza depunerilor de impurităț i din mediul exterior. Această acționare greoaie
poate fi îndepărtată prin curățarea pârghiilor ș i prin folosirea spray -urilor cu vaselină
grafitată .
Fig. 4.8 Timonerie cutie de viteze gripată [4]
Bibliografie:
[1]- Oprean Mircea -Automotive Transmission
[2]- http:// www.teamrip.com
[3]- http://www.total.com.ro
[4]- http:// www.cumseface.eu
82
Capitolul 5
Proiectarea roța din cutia de viteze dințata liberă pe arbore
5.1. Analiza rolului funcțional și a condiț iilor tehnice
5.1.1 . Rolul funcț ional
Roțile dințate sunt piese de revoluție cu dantură , destinate transmiterii mișcării de rotație
și a momentelor între doi arbori. Datorită momentelor de transmitere mari , dinț ii roților dinț ate
se pot rupe. Dacă se produce ruperea unui dinte, materialul desprins din roata dințată că reia i s -a
rupt un dinte poate provoca ruperea altor dinți ș i blocarea ang renajelor. Pentru evitarea acestor
aspect e atunci când se dimensionează roțile dinț ate, se verifică oboseala la piciorul dintelui,
astfel încât ei nu trebuie să se deterioreze datorită obosel ii materialului din care sunt făcuț i.[1]
5.1.2 . Condiț ii tehnice impuse pi esei finite prin desenul de execuț ie
Desenul de execuț ie este cel mai necesa r lucru din procesul de fabricaț ie al unei piese.
Acesta trebuie să respecte s tandardele î n vigoare,referitoare la modul de întocmire al desenului și
înscrierea datelor te hnice.
Prelucrările suprafețelor piesei trebuie să se desfășoare în ordinea: prelucrări de degroșare →
prelucrări de finisare → prelucrări de mare finețe
1-Suprafața frontală
2-Dantur ă
3-Suprafața cilindrică interioară
4-Suprafața cilindrică
5-Suprafața ci lindrică
Tabelul 5.1 reprezintă toate suprafețele prelucrate ale piesei și a fost întocmit urmărind desenul de
execuție.
Suprafaț a Rugozitatea
* μm+ Ultima operație de prelucrare mecanică
1 6,3 Strunjire exterioară de finisare
2 1,6 Rectificat dantură
3 1,6 Strunjire interioară de finisare
4 6,3 Strunjire frontală de finisare
5 6,3 Strunjire frontală de finisare
83
5.1.3. Alegerea materialului
Condițiile de funcționare sunt normale. Se prescrie pentru roată clasa de precizie 7
corespunzătoare unei viteze periferice cu valoarea între 10…20m/s.
Materialul piesei este un oțel aliat 18MoCrNi13 a cărui compoziție chimică este
prezentata î n tabelul 5.2 . Acest material este un oțel carbon de cementare cu 0,18% C și 1,3%
Ni. Oțelul este supus unui tratament termic de c ălire + revenire înaltă ( îmbunătățire )
Tabel 5.2 Compoziția chimică a 18MoCrNi13 [2]
Marca oț elului Compoziția chimică
C Mn Si Cr Ni Mo
18 Mo Cr Ni 13 0,15
.
.
.
0,21 0,50
.
.
.
0,80 0,17
.
.
.
0,37 0,8
.
.
.
1,1 1,2
.
.
.
1,5 0,04
.
.
.
0,07
Tabelul 5.3 Caracteristici mecanice ale materialului 18MoCrNi13 [3]
Marca
oțelului Felul
tratamentului
Termic Caracteristici mecanice
18 Mo
Cr Ni 13 C+R Limita de
curgere
Rp 0,2
[N/mm2]
min Rezistența
la rupere
Rm
[N/mm2] Alungirea
la rupere
AS
[%]min Gâtuirea
la rupere
Z
[%]
min Reziliența
KCU
[J/cm2]
min Duritatea
HB
max
750 980 10 45 49 217
84
5.2. ALEGEREA VARIANTEI OPTIME A METODEI ȘI PROCEDEULUI DE
OBȚINERE A SEMIFABRICATULUI
5.2.1 . ALEGEREA SEMI FABRICATULUI
La alegerea semifabricatului se iau în co nsiderare factorii constructivi, tehnologici și
economici. Se urmărește apropierea cât mai mult a formei și dimensiunilor semifabricatului de
forma și dimensiunile piesei finite. Prin aceasta se asigură scăderea costului și îmbunătățirea
calității pieselor.
În cazuri obișnuite, costul prelucrărilor mecanice este mai mare decât cel al eventualelor
modi ficări ce trebuiesc aduse proceselor tehnologice de execuție a semifabricatelor în vederea
reducerii adaosurilor de prelucrare.
Totodată, din punct de vedere calitativ, prin prelucrări mecanice minime se asigură
calități fizico – mecanice ridicate ale pie selor finite (fibraj corect la piesele forjate).
O mare importanță în alegerea tipului de semifabricat o are tipul producției. Cu cât crește
caracterul producției cu atât devine mai rentabilă folosirea unor metode de elaborare mai precise
a semifabricatel or.
În conformitate cu cele arătate mai sus se optează pentru un semifabricat forjat de tip
„inel lărgit pe dorn”, semifabricat ce are forma și dimensiunile principale conform STAS
2171/2 -84, prezentat în figura 5 .1.
Fig. 5.1 Forma semifabricatului și principalele cote
85
Dimensiunile semifabricatului prezintă față de dimensiunile piesei finite, adaosuri și
abateri limită. Aceste abateri și adaosuri sunt prezentate î n tabelul 5.4
Tabelul 5.4 Abateri ș i adaosuri [3]
Diametrul exterior al piesei
finite Dimensiunile piesei finite Adaosuri și abateri
> 110….150 144 14 ± 5
Φ 130 (interior) 17 ± 6
> 300….320 Φ 302 22 ± 6
5.2.2 Întocmirea planului de operații
Stabilirea succesiunii operațiilor se face cu ajutorul unei metodolo gii prezentată în
continuare. Un prim pas este determinarea procedeului final de prelucrare care asigură precizia
prescrisă suprafeței respective.
Determinarea succesiunii operațiilor se face ținându -se seama de dimensiunile și
configurația piesei, de suprafața de prelucrat și de volumul producției. Se m ai ține seama de
posibilitățile și disponibilitățile de prelucrare ale atelierului respectiv.
Prelucrările suprafețelor piesei trebuie să se desfășoare în ordinea: prelucrări de degroșare
→ prelucrări de finisare → prelucrări de mare finețe.
În cadrul prelucrării unei piese se pot utiliza mai multe variante de procese tehnologice,
ținându -se însă seama de unele considerații cu caracter general:
– alegerea semifabricat ului cu fo rma și dimensiunile câ t mai aproape de cele cerute
pentru piesa finită;
– la primele operații trebuie să se prelucreze acele suprafețe care în operația următoare
vor servi drept baze tehnologice;
– succesiunea operațiilor trebuie să fie stabilită în funcție de necesitatea de a schimba
cât mai putin baza de așezare în decursul procesului tehnologic;
– operațiile de degroșare se efectuează la începutul procesului tehnologic;
– suprafețele cu rugozitate și precizie ridicată se finisează la ultimele operații de
prelucr are, pentru a evita deteriorarea lor în cursul altor prelucrări sau al transportului
piesei de la un loc de muncă la altul;
– suprafețele pentru care se impun condiții severe de precizie a poziției reciproce se
prelucrează în aceeași orientare și fixare a pr esei;
– succesiunea operațiilor de prelucrare trebuie astfel stabilită încât să se mențină, pe cât
posibil, aceleași baze tehnologice;
86
– în cazul prelucrării pe linii tehnologice în flux, volumul de lucrări afectat fiecărei
operații trebuie corelat în ritmul m ediu al liniei.
Tabel 5.5 . Adaosurile de prelucrare și dimensiunile interoperaționale [4]
Nr.
Crt. Operația Supra
fața Faza Ap
[mm] Dnk(dnk)
[mm] Dn,k-1
(dn,k-1)
[mm] Ra
[μm] TA,K
[mm]
1 Semifabricat 1 Forjat 18 320 – 12,5 6
3 Forjat 12 156 – 12,5 6
4+5 Forjat 11 119 – 12,5 6
2 Strunjire de
degroșare 1 strunjit exterior 15,8 304,2 320 6,3 0,250
3 strunjit interior 9,8 128,8 119 6,3 0,190
4 strunjit frontal 9,8 146,2 156 6,3 0,190
5 strunjit frontal 9,8 146,2 156 6,3 0,190
3 Strunjire de
finisare 1 strunjit exterior 2 302,2 304,2 6,3 0,080
3 strunjit interior 1,2 130 128,8 3,2 0,030
4 strunjit frontal 2 144,2 146,2 3,2 0,10
5 strunjit frontal 2 144,2 146,2 6,3 0,10
4 Danturare 2 frezat degroșat 6,49 – – 6,3 –
2 frezat finisat 1,00 – – 3,2 –
5 Rectificare 2 rectificat dantură 0,18 – – 1,6 –
unde:
Ap – adaos de prelucrare
Dn,k(dn.k) – diametrul nominal al fazei curente K
Dn,k-1(dn,k-1) – diametrul nominal al fazei precedente K -1
Bibliografie:
[1]- Oprean Mircea -Automotive Transmission
87
[2]- Iosza, D. si Bejan, N. – Fabricarea si repararea industriala a autovehiculelor. Indrumar de proiect,
Litografia UP Bucuresti 1995
[3]- Gavrilas, I. Si Voicu, N. Tehnologia pieselor de tip arbore, bucsa si disc pe masini -unelte clasice si cu
comanda program, Editura Tehnica Bucu resti 1975
[4]- Filipoiu,I -Proiectarea transmisiilor mecanice,Editura Bren,2006
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: Realizarea proiectului de organizare gene rală a autovehiculului și incadrarea într -un segment de [604403] (ID: 604403)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.