Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului impus prin temă 1,2,9 … 3 [624172]
Cuprins
Capitolul 1 ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………. 3
Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului impus prin temă [1],[2],[9] …………….. 3
1.1 Analiză unor modele similare de autoutilitare ………………………….. ………………………….. ……………………….. 3
1.1.1 Alegerea modelelor similare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………. 3
1.1.2 Analiza particularităților constructive ale modelelor similare ………………………….. ………………………….. ……… 8
1.1.3 Analiza principalilor parametri dimenisionali ale modelelor similare ………………………….. ……………………… 10
1.1.4 Analiza pri ncipalilor parametri masici ai modelelor similare ………………………….. ………………………….. …….. 14
1.1.5 Analiza principalilor parametri energetici ai modelelor similare ………………………….. ………………………….. … 15
1.1.6 Stabilirea modelului de autoutilitara ce se va proiecta ………………………….. ………………………….. ………………. 17
1.2 Determinarea mărimilor caracteristice ale autoutilitarei impuse prin temă ………………………….. ……………. 18
1.2.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai autoutilitarei precum si a
subansamblurilor acesteia ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 18
1.2.2 Prede terminarea principalilor parametri dimensionali exteriori ………………………….. ………………………….. …. 18
1.2.3 Predeterminarea principalilor parametri masici ………………………….. ………………………….. ……………………….. 22
1.2.4 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai principalelor subansambluri
ce compun autovehiculul,[1] ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 24
1.3 Determinarea formei și a dimensiunilor spațiului util [1] ………………………….. ………………………….. …………… 25
1.3.1 Manechinul bidimensional si postul de conducere ………………………….. ………………………….. …………………… 25
1.3.2. Dimensionarea cabinei ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 28
1.3.3.Dimensiunile volumului util (furgon) ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 30
1.4 Întocmirea schi ței de organizare generală a autoutilitarei ………………………….. ………………………….. …………. 30
1.4.1 Determinarea pozi ței centrului de masă al autovehiculului [2] ………………………….. …………………………. 32
1.4.2 Verificarea capacită ții de trecere si a stabilita ții longitudinale ………………………….. ……………………….. 34
1.4.3 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora [9] ………………………….. ………………………….. ……… 35
1.4.4Determinarea puterii maxime necesare motorului din condiția de vi teză maximă în palier [2] ………………… 36
Capitolul 2 ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………….. 38
Studiul tehnic si economic al solu țiilor posibile pentru transmisia longitudinală.Alegerea
justificată si definitivarea solu țiilor tehnice[4],[8],[10] ………………………….. ………………………….. ………….. 38
2.1. Rol, condiții, clasificare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 38
2.2. Construcția transmisie longitudinale ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 39
2.2.1. Scheme de transmisii longitudinale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 39
2.2.2.Construcția articulatiei cardanice ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 41
2.2.3.Construc ția si dispunerea cuplajelor de compensare axială ………………………….. ………………………….. ……….. 46
2.2.4.Construcția palierului intermediar ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………… 49
2.2.5.Construcția arborilor cardanici ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………….. 49
2.3 CINEMATICA TRANSMISIEI CARDANICE ………………………….. ………………………….. …………………………. 52
2.3.1 C inematica articulatiei cardanice ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 52
2.3.2 Cinematica transmisiei cardanice ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 55
2.4 Alegerea justificată a tipului de transmisie longitudinală ce se va proiecta ………………………….. ……………… 56
Capitolul 3 ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………….. 57
Proiect area generală a transmisiei longitudinale pentru autoutilitara furgon [4],[11] ……………………… 57
3.1.Determinarea momentului de calcul ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………….. 57
3.2 Calculul arborelui cardanic ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………………. 58
3.3.Calculul articulației cardanice ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………… 60
Capitolul 4 ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………….. 65
Încercarea transmisiei cardanice [7] ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 65
4.1.Condiții de încercare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. 65
4.1.1. Încercările de durabilitate pe stand si accelerarea acestora ………………………….. ………………………….. ……….. 65
4.1.2. Metode statistice de stabilire a regimurilor de solicitare ………………………….. ………………………….. …………… 66
4.2 Încercarea transmisiei ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 67
Capitolul 5 ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………….. 69
Proiectarea crucii cardanice [5] [6] ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 69
5.1 Condiții tehnice ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 69
5.2 Alegerea materialului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 69
5.2.1 Alegerea materialului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 69
5.3 Analiza comparativă a metodelor si procedeelor concuren ței si adoptarea variantei optime ………………… 71
5.3.1 Stabilirea poziț iei semifabricatului în forma sau matrița si a planului
de operație ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………… 72
5.4 Elaborarea tehnologiei de fabricare; Fișa film de fabricare ………………………….. ………………………….. ……… 73
Bibliografie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………… 76
Capitolul 1
Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului
impus prin temă [1], [2], [9]
1.1 Analiză modelelor de autoutilitare
1.1.1 Alegerea modelelor similare
Pentru a proiecta un nou autovehicul, este necesară studierea pieței existente și compararea
unui număr de modele similare. Am ales 10 modele, de la diverși producători de autoutilitare
pentru a stabili principalele carac teristici ale autoutilitarei ce urmeaza a fi proiectată.
Cele 10 modele sunt: Mercedes -Benz Sprinter 311, Citroen Jumper L1H1, Iveco Daily
3520, Volswagen Crafer 35, Ford Transit 330, Renault Master, Vauxhall Movano L1H1, Nissan
Primastar, Fiat Ducato, GA Zelle 2705.
In continuare voi prezenta modelele , discutand despre urmatoarele caracteristici: viteza,
tipul caroseriei, volumul util, tipul motorului si puntile motoare.
1. Mercedes -Benz Sprinter 311, [9]
Este primul autovehicul studiat dintre cele prop use pentru analiză este modelul Sprinter 311(figura
1.1) produs de Mercedes -Benz. Viteză maximă atinsă de aceasta autoutilitara este de 155 km/h.
Tipul de caroserie specific pentru acest tip de vehicule este „furgon”. De asemenea volumul util
este de 9 mc (valoare apropiată de cea cerută), motorul de tip diesel supraalimentat dar și tracțiunea
pe puntea spate (4×2) sunt apropiate de cerințele din tema de proiect.
Figura 1.1: Mercedes -Benz Sprinter 311
2. Citroen Jumper, [9] : cea de -a dou ă autoutilitară propusă pentru analiză este modelul Jumper
(figura 1.2), produs de Citroen. Ca și în tema de proiect, volumul util al acestei autoutilitare este de
8 mc și este de tip „furgon”, motorul este de tip diesel, iar tracțiunea este pe puntea din spate (4×2).
Viteză maximă atinsa de catre aceset model de autoutilitară este de 140 km/h.
Figura 1.2: Citroen Jumper
3. Iveco Daily ,[9] : al treilea model de autoutilitară propus pentru studiu este Daily 35s14 (figura
1.3), produs de Iveco. Acest model are disponibile 3 locuri în cabină. Motorul este diesel,
tracțiunea este oferita de punte a spate, caroseria este de tip „furgon”, iar viteză maximă este de 140
km/h. Volumul util al acestui model este de 9 mc. De asemnea, aceste caracteristici corespund
cerințelor din temă de proiect.
Figura 1.3: Ivec o daily
4.Volswagen Crafter 35 , [9]: al patrulea model de autocamion analizat este Crafter (figura 1.4),
produs de Volswagen, vehicul cu tracțiune pe puntea spate de tip 4×2, viteză maximă este de 147
km/h. Tipul de caroserie este de tip „furgon”. Moto rul este diesel, numărul locurilor din cabină
este de 3, iar volumul util este de 9 m3. Aceste specificații ale autoutilitare Volswagen Crafter se
încadrează în cerințele temei de proiect. Figura 1.4 -MAN TGL
MAN TGL ▲
Figura 1.5 -DAF LF 55
Figura 1.4: Volswgen Crafter 35
5.Ford Transit 330, [9] : a cincea autoutilitară studiată este modelul Transit, produs de Ford, de
asemnea cu tracț iune pe puntea spate. Tipul de caroserie specific acestei autoutilitare este
„furgon”, viteza maximă atinsă este de 148 km/h. Acest model este prevăzut cu 3 locuri
disponibile în cabină, tipul motorului este diesel, iar volumul util este de 9,8 m3. Aceste
caracteristici fac ca Ford Transit să se încadreze în cerințele temei.
Figura 1.5: Ford Transit
Figura 2 -Renault D 10 LOW 210 E6 ▲
6.Renault Master ,[9]: autoutilitara ana lizată este Renault Master (figura 1.6), produsă de
Renault. Acest model dispune de 3 locuri în cabina, motorizarea este pe motorina. Volumul util
este de 8 m3. De asemnea, caroseria este tip „furgon‟‟ iar tracțiunea este de tip 4×2, pe puntea
spate. Vitez a pe care o poate atinge este de 134km/h. Și această autoutilitară se încadrează în
cerințele temei de proiect.
Figura 1.6 -Volkswagen
Constellation 15 -180
Figura 1.6: Renault Mas ter
7.Opel Movano ,[9]: autoutilitara studiată este modelul Movano (figura 1.7) produs de Vauxahall.
Caroseria este tip „furgon”, dispune de 3 locuri în cabina, motorul este diesel, tracțiunea este pe
puntea spate, iar viteza maximă este de 139 km/h. Volumul util pentru acest model este de 9 m3.
Figura 1.7: Opel Movano
8.Nissan Primastar, [9] : autoutilitara studiată este modelul Primastar (figura 1.8), produsă de
Nissan. Ca roseria este ,,furgon‟‟, tracțiunea este 4×2, punte spate, iar viteza maximă este de 150
km/h. Volumul util este de 8,4.
Figura 1.8: Nissan Primastar
9.Fiat Ducato , [9]: penultima autoutilitară furgon studiată este modelul Ducato (figura
1.9)produsă de Fiat. Caroseria corespunde cerinteleor impuse, este de tip ,,furgon‟‟, tracțiunea este
pe puntea spate, viteza maximă fiind de 150 km/h. Volumul utile este de 8 m3.
Figura 1.9: Fiat Ducato
10.Gazelle 2705 , [9]: ultima autoutilitară studiată este modelul 3705 (figura 1.10) produsă de
GAZelle. Aceast model are croseria de tip ,,furgon‟‟, viteza maximă de 130 km/h. Volumul util al
acesui model de autoutilitară este de 9 m3 iar tracțiunea este pe 4×2 pe puntea spate.
Figura 1.10: GAZelle 2705
Ca rezultat, pe baza modelelor alese, în figura 1.11 și 1.12 sunt prezentate valorile
parametrilor volumului util, în m3 și viteza maximă, în funcție de care s -au ales aceste modele.
Figura 1.11 -Varia ția volumului util.
Figura 1.12 -Varia ția vitezei maxime.
012345678910
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9A10
115120125130135140145150155
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9A10VIteza maxima
[km/h]
1.1.2 Analiza particularităților constructive ale modelelor simil are.
În acest subcapitol se vor studia prinicipalele particularități constructive ale modelelor
alese cum ar fi: transmisia, instalatia de racire, mecanismul de franare, suspensia, sistemul electric,
capacitatea rezervorului, formula pneurilor/jantelor, d eoarece se va tine cont de aceste
particularitati, pentru proiectarea ulterioara a autoutilitarei.
Tabel 1.1 -Principalele particulari țati constructive ale modelelor
similare [9]
Nr
.
Cr
t. Model Tip Transmisie Tip
Instala ție
de Ră cire Mecanism de
frânare Suspensie Sistem electric Rezervor Pneuri
1 Mercedes -Benz
Sprinter 311 Cutie de viteze
manuală cu 6
trepte. Op țional
cutie automată Răcire cu
lichid Frâne disc pe toate
roțile. ABS + Esp.
Frână de motor. Fata:Ro ți independente,arcuri
elicoidale,amortizoare
hidraulice
Spate:Mecanică:arcuri
lamelare.
Amortizoare hidraulice.
Alternator: 180 A
Baterii: 12V/100
Ah 75 l 235/65 R 16C
2 Citroen Jumper Cutie de viteze
manuală cu 6
trepte Răcire cu
lichid Frâne disc pe
toate roțile. ABS +
ESP+ASR. Frână
de motor. Fata:Ro ți independente,
Suspensie tip Mac Pherson cu
bara antiruliu, arcuri elicoidale,
amortizoare hidraulice integrate
Spate: Punte rigidă, arcuri
lamelare, amotizoare hidraulice
telescopice inclina te
Alternator: 150 A
Baterii:12V/95 Ah 90 l 250/75 R 15C
3 Iveco Daily Cutie de viteze
manuala cu 6
trepte,optional
cutie de viteze
automata
HI-MATIC Răcire cu
lichid Frâne disc pe toate
roțile. ABS + ESP.
Frână de motor. Sistem patrulater cu brat
oscilant dublu si arcuri
lamelare(QUAD -LEAF)
Alternator: 150 A
Baterii: 12V/110
Ah 70 l 225/75 R 15C
4 Volkswagen
Crafter Cutie de viteze
manuală cu 6
trepte Răcire cu
lichid Frâne disc pe toate
roțile.ABS+ESP+
ASR. Axa fată cu suspensie
independentă,foaie arc
transversală (GFK) si tampon de
limitare
Axa spate rigidă cu arcuri cu
foi,longitudinale si tampon
opritor. Alternator: 180 A
Baterii: 12V/74
Ah 75 l 235/75 R 16C
5 Ford Transit Cutie de viteze
mecanică cu 6
trepte Răcire cu
lichid Frâne disc pe toate
roțile,dublu
circuit,servoasistat
ABS+ESP Fata:punte independentă
McPherson,arcuri
elicoidale,bară stabilizatoare si
amortizoanre cu gaz
Spate:arcuri lmaelare si
amortizoare cu gaz Alternator: 150 A
Baterii: 12V/70
Ah 80 l 215/75 R 16C
6 Renault Master Cutie de viteze
manuală cu 6
trepte Răcire cu
lichid Frâne disc pe toate
roțile
ABS+ESP Fată:punte independentă cu
arcuri elicoidale si amortizoare
Spate:arcuri lamelare
Alternator: 185 A
Baterii: 12V/95
Ah 80 l 235/65 R 16C
7 Opel Movano Cutie de viteze
manuală cu 6
trepte
Răcire cu
lichid Frâna disc pe toate
roțile
ABS+esp Față:punte independentă cu
arcuri elicoidale
Spate:arcuri lamelare
Alternator: 185 A
Baterii: 12V/90
Ah 80 l
225/65R16C
8
Nissan
Primastar Cutie de viteze
manuală(option
al 6 viteze
semi -automa)
Răcire cu
lichid Frână disc pe toate
roțile
ABS+EBD Fată:punte independentă
McPherson cu arcuri elicoidale
si bară antiruliu
Spate:arcuri elicoidale cu
Alternator:150A
Baterii:12V/80
Ah
90 l
225/65R16
acțiune progresiv ă si bară
antiruliu
9
Fiat Ducato
Cutie de viteze
manuală cu 6
trepte
Răcire cu
lichid
Frână disc pe toate
roțile
ABS+EBD
Fata:ro ți independente tip
McPherson,arcuri
elicoi dale,amortizoare
telescopice si
Spate:Axa rigidă tubulară si
arcuri cu foi
longitudinale,amortizoare
telescopice
Alternator:150A
Baterii:12V/95Ah
90 l
215/70R15C
10
GAZelle 2705
Cutie de viteze
cu 6 trepte
Răcire
cu
lichid Față:frâna pe
disc
Spate:frâna pe
tambur Fața:punte independentă cu
arcuri elicoidale,amortizoare
telescopice
Spate:axă rigidă cu arcuri cu
foi si amortizoare telescopice
Alternator:150A
Batarii:12V/90A
h
70 l
205/75R16C
Din tabelul 1.1, în privinț a transmisiei se obeserva că majoritatea autoutilitarelor sunt
echipate standard cu o cutie manuală de viteze cu 6 trepte, cutiile de viteza automate, fiind
oprionale. Racirea motoarelor se realizeaza prin lichid, iar franarea se realizeaza pe disc pe toat e
roțile, frana pe tambur avand un singur model, pe spate.
Figura 1.13: Capacitatea rezervorului pentru cele 10 modele.
Se mai poate observa că toate modelele similare au suspensii pe puntea fata cu arcuri elicoidale
amortizoare telescopice și bară stabilizatoare, iar pe puntea spate suspensiile sunt de tip arcuri cu
foi. În ceea ce privește sistemul electric, autoutilitarele au alternatoare cu valori cuprinse intre
150A si 185A, iar capacitatea bateriilor variază între 70 Ah și 110 Ah. Capacitatea rezervoarelor
variaza între 70 l și 90l (figura 1.13). Pneurile preferate pentru echiparea autoutilitarelor sunt cele
cu indice de sarcina C, iar latimea sa fie intre 205 si 250 mm.
0102030405060708090100
R1 R2 R3 R4 R5 R6 R7 R8 R9 R10Capacitate rezervor[l]
1.1.3 Analiza principalilor parametri dimenisionali.
Parametrii ce de finesc principalele caracteristici dimensionale exterioare se refera la
dimensiunile de gabarit, de organizare sau dimensiuni referitoare la capacitatea de trecere.
-Dimensiunile de gabarit sunt:
lungimea total ă (La)
lățimea totală (la)
înălțimea totală (Ha).
-Parametrii ce reflectă organizarea autovehiculului sunt:
ampatamentul (L)
ecartamentul față (E1)
ecartamentul spate (E2)
consola față (C1) și consola spate (C2).
Toți acești parametrii au fost analizați pentru toate cele 10 modele alese și pot fi vizualizati
in tobelul de mai jos, pentru fiecare model in parte.
Tabel 1.2 -Parametrii dimensionali ale modelelor similare,in mm [9]
Nr.
crt. Producă tor
si model Dimensiuni de gabarit Dimensiuni de organizare Dimensiuni Interioare
Lungim
e totală
(La) Lătime
totală
(la)
Inăltim
e totală
(Ha)
Ampatament
(A)
Ecartament
(E)
Consola
Lungime
utilă
Lătime
utilă
Înăltime
utilă
fată
(C1)
spate
(C2)
1 Mercedes -B
enz Sprinter
311 5245 1993 2415 3157 Fată:1652
Spate:1645 939 1149 3265 1780 1650
2 Citroen
Jumper 4963 2050 2254 3000 Fată: 1810
Spate:1790 948 1015 2670 1870 1662
3 Iveco Daily 5560 1996 2270 3419 Fată:1724
Spate:1620 998 1143 3130 1800 1440
4 Volkswagen
Crafter 5905 1993 2415 3665 Fată:1625
Spate:1630 1000 1240 3265 1780 1650
5 Ford Transit 5230 1974 2397 3300 Fată: 1732
Spate:1743 933 997 2582 1762 1745
6 Renault
Master 5048 2070 2307 3182 Fată:1750
Spate:1730 842 1024 3733 1765 1798
7 Opel
Movano 5048 2070 2307 3182 Fată:1750
Spate:1730 842 1024 2583 1765 1894
8 Nissan
Primastar 5182 1904 2464 3498 Fată:1615
Spate:1630 833 851 2800 1690 1913
9
Fiat Ducato
4960
2050
2254
3000
Fată:1800
Spate:1785
948
1015
2670
1870
1662
10
GAZelle
2705
5470
2075
2200
2900
Fată:1700
Spate:1560
1030
1540
2900
1840
1540
Analizând tabelul 1.2 rezulta că valoarea cea mai mare a lungimii este la modelul
Volkswagen Crafter (La=5905 mm), iar cea mai mică (La=4963 mm) este la Citroen Jumper.
Valoarea medie a lungimii modelelor studiate este de 5261 mm. Toate valorile se distribuie
uniform pe întreg intervalul.
Cea mai mare valoar e a latimii (la=2075 mm) o are GAZelle 2705 iar valoarea cea mai
mica (la=1904 mm) se regăse ște la modelul Nissan Primastar. Valorile intermediare se distribuie
uniform pe tot intervalul. Valoarea medie a lățimii modelelor studiate este de 2017 mm.
Figura 1.14 -Varia ția dimensiunilor de gabarit pentru modelele
similare alese
01000200030004000500060007000
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10Lungime,Latime,Inaltime[mm]
Lungime Latime Inaltime
Inaltimea cea mai mare o are modelul Nissan Primastar (ha=2464 mm), în timp ce cea mai
mică valoare a acestui parametru este la modelul GAZelle 2705(ha=2200 mm). Valoarea medie a
înălțimii pentru modelele urmarite este de 2328 mm.
Primul parametru din cadrul dimensiunilor de organizare a autoutilitarei este
ampatamentul . Aceasta caracteristice variaza de la valoarea minima (2900mm), pana la valoarea
maxima de 3665mm. Valoarea medie a ampatamentului este de 3230 mm.
Ecartamentul față are valoarea maximă de 1810 mm la modelul lui Citroen. Valoarea
mimima de 1615 mm(Nissan Primastar), iar media va lorilor acestui parametru este de 1716 mm.
Ecartamentul spate variaza intre valorile: 1790 mm si 1560 mm. Valori ale modelelor Citroen
Jumper si respectiv GAZelle 2705.
Valoarea maximă pentru consola față este de 1030 mm(GAZelle 2705),iar valoarea
minimă este de 833 mm(Nissan Primastar).
Figura 1.15 -Varia ția dimensiunilor de organizare pentru toate cele 10
autoutilitare.
În ceea ce privește valorile ce indi că dimensiunile de interior, prima dimensiune analizată
este lungimea utilă , a cărei mărime variază de la valoarea minimul de 2582 mm (Ford Transit)
până la maximul de 3733 mm, ce apartine lui Renault Master.
05001000150020002500300035004000
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10Ampatament,Ecartament fata/spate,Consola
fata/spate[mm]
Ampatament Ecartament fata Ecartament spate Consola fata Consola spate
Referitor la lățimea utilă ,acesta varia ză între valoarea maximă de 1870 mm (Citroen
Jumper și Fiat Ducato) și cea minimă de 1690 mm (Nissan Primastar), media fiind de 1792 mm.
Ultimul parametru dintre cele ce reflectă dimensiunea de înc ărcare a autoutilitarelor, si
unul foarte important, este înălțimea utilă , acesta variind între valoarea maximă de 1913 mm (
Nissan Primastar) și cea minimă de 1440 mm(Iveco Daily).
Figura 1.16 -Variatia dimensiunilor pentru dimensiunile interioare
1.1.4 Analiza parametrilor masici principali.
Coeficientul sarcinii utile, numit si coeficient de tara, se utilizează, in principal, la analiza
parametrilor masici pentru autoutilitarele studiate . Coeficientul sarcinii utile reprezintă raportul
dintre masa proprie (m 0) si masa utilă nominală (m un):
η= [-] , [2]
(1.1)
05001000150020002500300035004000
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10Lungime Utila/Latime
Utila/Inaltime Utila [mm]Lungimea utila
Latimea utila
Inaltimea utila
În acest subcapitol se analizeaza principalii parametri masici ai modelelor alese cum ar fi:
masa proprie (m0), masă totală admisă (ma), masa utilă nominală (mun), masă proprie pe punțile
față si spate (m01,m02), masă totală admisă pe punțile faț ă/spate (ma1,ma2) și coeficientul sarcinii
utile (ηu). Toți acești parametri sunt centralizați în tabelul 1.3.
Tabel 1.3 -Principalii parametrii masici ai modelelor alese [9]
Nr. Crt. Producător si model Masa proprie (m o)
[Kg] Masa utilă nom inala
(mun)
[kg] Masa totală (ma)
[kg] Coeficientul sarcinii utile
(ƞu)
[-]
1 Mercede Benz Sprinter 1945 1605 3550 1,21
2 Citreoen Jumper 1935 1140 3075 1,69
3 Iveco Daily 2295 1355 3650 1,69
4 Volkswagen Crafter 2140 1391 3531 1,53
5 Ford Transit 1863 1400 3263 1,33
6 Reanult Master 1975 1323 3298 1,49
7 Opel Movano 2240 1531 3771 1,46
8
Nissan Primastar
1883 1197 3080
1,57
9 Fiat Ducato
2105
1450 3555 1,45
10 GAZelle 2705 2050 1500 3550 1,36
Din tabelul 1.3 rezulta că masa proprie pentru toate cele 10 modele, variază între valoarea
maximă de 2295 kg (Iveco Daily) și valoarea minimă de 1863 kg (Ford Transit), cu o medie de
2043 kg.
În privința masei totale admise se observă că valorile se afl a între valoarea maximă de
3771 kg (Opel Movano) și valoarea minimă de 3075 kg (Citroen Jumper).
Masă utilă nominală variază între valoarea maximă de 1605 kg (Mercedes Benz Sprinter)
și valoarea minimă de 1140 kg (Citreon Jumper).
Coeficientul sarcinii utile are valori cuprinse între 1,69,valoarea maximă(Citroen Jumper
și Iveco Daily) și 1,21 valoarea minimă(Mercedes Benz Sprinter).
Figura 1.17 -Variatia p rincipalilor parametrii masici.
05001000150020002500300035004000
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10m0,mun,ma [kg]
Masa proprie Masa utila nominala Masa totala
1.1.5 Analiza principalilor parametri energetici ai modelelor similare
În analiză principalilor parametri energetici ai modelelor studiate, se va discuta despre
puterea maximă (Pmax) exprimată în kW, momentul maxi m (Mmax), exprimat în Nm, turația la
putere maximă (nP max), turația la moment maxim (nM max) exprimate în rotatii pe minut și
puterea specifică (Psp) exprimată în kW/t.
Puterea specifică reprezintă raportul dintre puterea maximă(Pmax) și masă totală admisă(ma):
(1.2)
Psp= [kW/t] , [2]
Tabel 1.4 -Principalii parametri energetici ai modelelor similare alese[9]
Nr.
Crt. Producător si model Pmax
[kW] nP max
[rpm] Mmax
[Nm] nM max
[rpm] Psp
[kW/t]
Vmax
[km/h]
1 Mercedes Benz
Sprinter 80 3800 280 2600 0,022
155
2 Citroen Jumper 81 3500 250 1750 0,026
140
3 Iveco Daily 78 3400 270 2300 0,021
140
4 Volkswagen Crafter 80 3500 300 2250 0,022
147
5 Ford Transit 74 3500 310 2500 0,022
148
6 Renault Master 81 3500 300 2000 0,024
134
7 Opel Movano 81 3500 285 2000 0,021
139
8 Nissan Primastar 85 3500 300 1500 0,027
150
9 Fiat Ducato 85 3700 280 1500 0,023
150
10 GAZelle 2705 78 4000 220 2500 0,021
130
Figura 1.18: Variatia puterii maxime pentru umodelele studiate
Se poate observa din tabelul 1.4 că puterea maximă (Pmax) variază de la maximul de 85
kW (Nissan Primastar și Fiat Ducato) la o turație de 3500 -3700 rpm, până la minimul de 74
kW(Ford Transit) la o turație de de 3500 rpm. Se mai observă că cea mai mare turație la putere
maximă (nP max) este de 4000 rpm(Nissan Primastar) pentru puterea maximă d e 78 kW, în timp
ce cea mai mică turație la putere maximă este de 3400 rpm(Iveco Daily) pentru puterea maximă
de 78 kw.
Valorile pentru momentul maxim (Mmax) variază de la maximul de 310 Nm(Ford
Transit) la o turație de 2500 rotatii pe minut, până la min imul de 220 Nm(GAZelle 2705) la o
turație de 2500 rpm.
Se observă că cea mai mare turație la moment maxim (nM max) este de 4000 rpm
(GAZelle 2705) la un moment maxim de 220 Nm, iar ce cea mai mică turație la moment maxim
este de 3400 rpm (Iveco Daily) la un moment maxim de 270 Nm.
Puterea specifică (Psp) variaz ă de la valoarea maximă de 0,027 kW/t (Nissan Primastar) la
valoarea minimă de 0,21 kW/t (Iveco Daily si GAZelle 2705).
68707274767880828486
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10Puterea maxima[kW]
Figura 1.19 -Variatia momentului maxim pentru Figura 1.20 -Variatia turatiei la putere
maxima si
modelele similar alese moment maxim
pentru modelele similare alese
050010001500200025003000350040004500
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10np max,nM max[rpm]
np max nm max
050100150200250300350
A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10Momentul maxim[Nm]
1.1.6 Stabilirea modelului de autoutilitara ce se va proiecta.
În urmă analizelor constructive, dimensionale, masice și cele energetice ale modelelor
studiate, se va proiecta o autoutilitară care s ă fie apropiata de tendințele de pe piața.
După cum se observă, toate autoutilitarele au motor diesel și transmisie 4×2, iar caroseria
este de tip furgon. În ceea ce privește particularitățile constructive se poate spune ca urmare a
analizei tabelului 1.1 că autoutilitarele sunt echipate cu o transmisie mecanică, avand 6 trepte, iar,
doar opțional pot fi echipate cu cutii automate.
De asemenea se mai observă că sistemul de racire este cu lichid, la toate modelele. În ceea
ce privește sistemul de frânare, este preferata frana pe disc pe toate rotile, ABS + EBS + ESC și
frână de motor. Se preferă suspensiile cu arcuri lamelare, amortizoarele telescopice
hidraulice și bare stabilizatoare. Toate autoutilitarele sunt echipate cu câte baterii cu
capacități di ferite și alternatoare cu amperaje diferite, in jurul valorii de 150A. Rezervoarele au
volume diferite, de asemenea.
Pneurile cu o construcție radială sunt cele preferate.
În ceea ce privește parametri dimensionali și cei masici, modelul cel mai avantaj os este
modelul Iveco Daily.
In continuare, toate calculele si desemene vor avea modelul Iveco Daily la baza.
1.2 Determinarea marimilor caracteristice ale autoutilitarei impuse.
1.2.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai autoutilitarei
precum si a subansamblurilor acesteia.
Pentru predeterminarea principalilor parametri dimensionali și masici ai autoutilitarei,
parametrii analizați în capitolul 1, tabelul 1.2, respectiv 1.3, se poate utiliza metodă
histogramelor, metodă ce are la baza studiul cu ajutorul interpretărilor grafice.
Evidențierea distribuției valorilor parametrilor în funcție de numărul de modele similare se
realizează cu ajutorul subi ntervalului de observare. Dimensiunea acestor subintervale diferă în
funcție de parametrul analizat și are la baza relația:
(1.3)
în care:
– dimensiunea subintervalului de observare;
, – valoarea maximă, respectiv minimă, a
parametrului pentru care se
calculează dimensiunea subintervalului;
– numărul de modele similare la care se cunoaste mărimea
parametrilor analizati.
(1.4)
După determinarea valorii subintervalului de observare se calculează numărul de
subintervale de observare cu relatia :
Cunoscand aceste două valori, dimensiunea subintervalului ( ) si numărul de
subintervale ( ), se vor trasa histogramele în care se vor evidentia numărul de modele similare
care au valoarea parametrului analizat cuprinsă între limitele fiecărui subinterval de observare .
1.2.2 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori
Pentru predeterminarea principalilor parametri dimensioanali exteriori ai autoutilitarei se
vor folosi valorile parametrilor dimensioanli exteriori ale celor 10 modele sim ilare de autoutilitare
alese, tabelul 1.2.
În tabelul 1.5 sunt centralizate valorile Δx și k, calculate pe baza datelor din tabelul 1.3
pentru fiecare parametru dimensional,utilizând relația (1.3) respectiv (1.4).
Tabel 1.5 -Dimensiunea intervalelor de observare si numarul de intervale pentru analiza
parametrilor dimensionali
Nr. crt. Parametru xmin
[mm] xmax
[mm] n lg(n)
Δx
[mm]
k
1 A 2900 3665 10 1 144 5,3
2 la 1904 2075 10 1 32 5,3
3 E1 1615 1810 10 1 37 5,2
4 E2 1560 1790 10 1 43 5,3
5 Ha 2200 2464 10 1 61 4,3
6 C1 833 1030 10 1 37 5,3
7 C2 851 1540 10 1 129 5,3
În figura 1.21 se poate observa că cele mai întâlnite valori ale ampatamentulu i la modele similare
de autoutilitare se încadrează în intervalul de 2900 și 3182 de mm. Un număr de 6 mo dele se
încadrează în acest interval. Ținând cont și de valorea ampatamentului modelelor preferențiale,
enunțat în cap 1.6, se va alege o valoare apropiată de a acestora, dar care să se incadreze și în
intervalul menționat, astfel ampatamentul modelului de autoutilitare care se va proiecta va fi de
3100 mm, această valoare încadrându -se în intervalul respectiv .
01234567
2900-3182 3182-3300 3300-3498 3498-3600 3600-3665Numarul modelelor similare
Ampatament [mm]
Figura 1.21: Distribuirea valorilor ampatamentului in
functie de numarul modelelor similare
Distribuirea valorilor lățimii toatale a modelelor similare de autocamioane,după cum se observă în
Fig. 1.22, se face cu prepondere nță în intervalul 2050 -2075 mm, un număr de 3 modele similare
regăsindu -se în acest interval, astfel încât se va alege o valoare a lățimii totale
pentru modelul de autoutilitară ce se va proiecta de 2060 Figura 1.22: Distri buirea valorilor latimii
totale de mm, valoare ce se încadrează în intervalul de mai sus.
in functie de numarul modelelor similare.
În fig 1.23 se observă că distribuirea valorilor ecartamentului față se face în mare parte între
intervalul 1700 -1750 mm, modele studiate de autoutilitare având ecartamentul față în acest
interval. Astfel, valoarea ecartamentului față ce se va proiecta va fi de 1730 de mm. Aceasta
valoare se î ncadrează în intervalul menționat .
Figura
1.23:Distribuirea valorilor ecartamentului fată
in
01234
1904-1974 1974-1993 1993-1996 1996-2050 2050-2075
Latimea totala [mm]Numarul modelelor similare
012345
1615-1625 1625-1652 1652-1700 1700-1750 1750-1810
Ecartament fata [mm]Numarul modelelor similare
funcție de numărul modelelor similare
In fig.1.24 se observă că în fiecare interval al ecartamentului spate variază între 1560 -1790 mm,
dar cele mai întâlnite valori ale modelelor similare le întâlnim între intervalul 1645 -1785. Astfel
valoarea ecartamentului față ce se va proiecta va fi de 1 720 de mm, valoare ce se încadrează în
intervalul menționat.
Figura 1.24 -Distribuirea valorilor ecartamentului spate
in func ție de numărul modelelor similare
012345
1560-1620 1620-1630 1630-1645 1645-1785 1785-1790Numarul modelelor similare
Ecartament spate [mm]
01234
2200-2254 2254-2270 2270-2307 2307-2397 2397-2464Numarul modelelor similare
Înățimea totală [mm]
Înălț imea totală a autoutilitarei ce se va proiecta va avea valoarea de 2200 de mm, ținând cont de
distribuirtea valorilor înălțimii totale ale modelelor similare de autocamioane, majoritatea
modelelor regăsindu -se în intervalul 2200 -2254 mm (3 modele similare ), figura 1.25.
Figura
1.25-Distribuirea valorilor inal țimii totale in func ție
numărul modelelor similare
In fig 1.26 se observă că distribuirea valorilor consolei fa ță se face in mare p arte intre intervalul
833-842 mm, 3 modele similare de autoutilitare având valorile consolei fată in acest interval.
Astfel, valoarea consolei fa ță ce se va proiecta va fi de 840 de mm, valoare ce se incadrează in
intervalul men ționat.
Figura 1.26 -Distribuția valorilor consolei fa ță in
funcție de numărul modelelor similare
01234
833-842 842-939 939-948 948-998 998-1030Numarul modelelor similare
Consola față [mm]
In fig. 1.27 se observă că in fiecare interval al consolei spate este câte un model similar
de autoutilitară,majoritatea modelelor regăsindu -se in intervalul 997 -1024 mm ( 4 modele
similare), astfel se va alege valoarea consolei spate a modelului de autoutilitară ce se va proiecta
este de 1100 de mm.
Figura
1.27- Distribu ția valorilor consolei spate in
funcție de numărul modelelor similare
Tinanad cont de dimensiunile adoptate: 3100 mm – ampatamentul, 840 mm – consola fata și
1100 mm – consola spate, rezultă ca lungimea totala este La=5040 mm, lungimea totală fiind suma
celor 3 parametri.
În concluzie,valorile predeterminate în această fază a proiectului a principalilor parametri
sunt:
– Lungimea totală, La=5040 mm
– Lățimea totală, la=2060 mm
– Înălțimea totală, Ha=2200 mm
– Ampatamentul, L=3100 mm
– Consola față, C1=840 mm
– Consola spate, C2=1100 mm
– Ecartamentul față/spate, E1/E2=1730/1720
012345
851-997 997-1024 1024-1143 1143-1149 1149-1540Numarul modelelor similare
Consola spate [mm]
1.2.3 Predeterminarea principalilor parametri masici
Pentru a putea determina principalii parametri masici v om utiliza detaliile centralizate in
tabelul 1.3. pentru toate cele 10 modele similare de autoutilitară de tip furgon.
In Tabelul 1.6 sunt centralizate valorile si ,calculate pe baza datelor din tabelul 1.3 pentru
fiecare parametru masic,utilizând relat iile (1.3),respectiv (1.4).
Tabel 1.6 -Dimensiunea intervalelor de observare si numarul de intervale pentru analiza
parametrilor masici
Nr. crt. Parametru xmin
[mm] xmax
[mm] n lg(n)
Δx
[mm]
k
1 m0 1863 2295 10 1 81 5
2 𝜂𝑢 1,21 1,69 10 1 0,09 5
Se poate observa ca din figura 1.28 valorile coeficientului sarcinii utile se situează de cele mai
multe ori in intervalul 1,53 -1,69, iar 3 modele similare se afla in acest interval. Astfel, luând in
calcul si valorile modelelor alese, rezultă o valoare predeterminată a coeficientului sarcinii utile
de 1,60.
Figura
1.28-Distribu ția valorilor coeficientului
sarcinii utile in func ție de numărul modelelor similare.
01234
1,21-1,33 1,33-1,45 1,45-1,46 1,46-1,53 1,53-1,69Numarul modelelor similare
Coeficientul sarcinii utile[ -]
Se observă ca in Figura 1.29 ca masa proprie a modelelor similare alese ca sunt dispuse în mod
egal 2 câte 2 in 3 intervale(1863 -1883 kg, 1883 -1945 kg si 1945 -2050 kg), in cel de -al patrulea
interval avem doar un singur model simil ar iar în ultimul interval (21105 -2240) avem 3 modele
similare. Având in vedere că in ultimul interval aveam un numar mai mare de modele similare cu
aceeasi parametrii, masa utilă pentru autoutilitara proiectată va fi de 2200 kg.
Figura 1.29 -Distribu ția valorilor masei proprii in func ție de
numărul modelelor similare.
01234
1863-1883 1883-1945 1945-2050 2050-2105 2105-2240Numarul modelelor similare
Masa proprie [kg]
01234
1140-1197 1197-1391 1391-1400 1400-1500 1500-1605Numarul modelelor similare
Masa utila[kg]
În Figura 1.30 se observă că distribuirea masei utile se incadrează in ce l de-al 2 interval
(1197 -1391 kg), aceste valoari fiind prezente la 3 modele similare din cele 10. Valoarea masei
maxime autorizate predeterminate a modelului de autoutilitară ce va fi proiectat se încadrează de
asemnea în acest interval si va fi de 1380 k g.
Figura 1.30 – Distribu ția valorilor masei utile în
funcție de numărul modelelor studiate.
În Figura 1.31 se observă că distribuirea maselor se încadrează in cel de -al 3 interval (3298 -3555
kg), a ceste valoari fiind prezente la 4 modele similare din cele 10. Valoarea masei maxime
autorizate predeterminate a modelului de autoutilitară ce va fi proiectat se încadrează de asemnea
în acest interval si va fi de 3400 kg.
Figura 1.31 – Distribu ția valorilo r masei totale admise in
funcție de numărul modelelor similare.
012345
3075-3080 3080-3298 3298-3555 3555-3650 3650-3771Numarul modelelor similare
Masa totală admisă [kg]
Deci, vor rezulta urmatoarele valori ale principalilor parametrii masici ai autoutilitarei de tip
furgon:
-masa proprie , m 0=2200kg;
-masa utilă nominală , m un=1380kg;
-masa totală nominală , m an=m 0+m un=2200+1380=3580kg
1.2.4 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai principalelor
subansambluri ce compun autovehiculul, [1]
Principalii parametrii dimensionali exteriori ai subansablurilor autovehiculului de proiectat
se stabilesc orientativ prin măsurări directe pe un model similar și prin utilizarea de date de la
modelele similare. Acesti parametrii influenteaza pozitia centr ului de masă și incărcările pe
fiecare punte. Ponderile maselor subansamblurilor autoutilitarei se vor raporta la propria masa.
Pentru determinarea parametrilor masici se va folosi tabelul cu ponderea maselor
subansamblurilor autovehiculelor, prezentat in [1].
Masa proprie a autoutilitarei repartizată pe subansamble este reprezentatã în tabelul 1.7,
fiind alese în funcție de masele subansamblelor modelelor similare:
Tabel 1.7 -Ponderile maselor subansamblelor principalelor subansambluri ale autovehiculului
proiectat
Nr.Crt. Subansamblu autofurgon Pondere
[%] Masă
[kg]
1 Motor 7 154
2 Ambreiaj si schimb ător de viteze 3,9 86
3 Transmisia cardanică 1,1 23
4 Punte fa ță asamblată 14,4 317
5 Punte spate asamblată 21,1 464
6 Suspensie fa ță 3,1 70
7 Suspensie spate 5,3 115
8 Sistem de direc ție 1,1 25
9 Rezervor de combustibil 0,9 21
10 Baterie de acumulatoare 0,23 5
11 Roata de rezervă 0,67 15
12 Caroseria asamblată 41,2 905
13 Masă proprie autofurgon 100 2200
Calculul maselor subansamblurilor s-a făcut luandu -se in considerare masa proprie a
autoutilitare de 2200kg.
În tabeleul 1.7 se consideră că puntea față si respectiv puntea spate asamblate conțin și
roțile care au fost adunate la masă totală a punților. Caroseria asamblata având și pon derea cea mai
mare de 41,2 % are în alcătuirea sa masa cabinei, furgonului, autoutilitarei, echipamentului electric
și alte elemente. Ponderea cea mai mică o reprezintă bateria de acumulatoare cu o valoare de
0,23%.
Având în vedere că soluția constructivă a propulsiei autoutilitarei este soluția clasică, s -a
luat în considerare micșorarea maselor corespunz ătoare punții față pentru a beneficia de o mai
bună aderența la puntea spate, fiind puntea motoare.
1.3 Determinarea formei si a dimensiunilor spatiului utill [1]
Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor
caracteristici dimensionale:
Organizarea si dimensiunile postului de conducere;
Ergonomie si vizibilitate buna
Amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora;
Dimensiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc.)
Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobil ului. Organizarea si
dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru
pasageri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului
bidimensional.
1.3.1 Manechinul bidimensional si postul de condu cere
Pentru a se determina formă postului de conducere se va ține seama de studiile ergonomice
care s -au realizat in acest domeniu, pe baza cărora s -au stabilit anumite norme, ce asigura o poziție
comodă și sigură pentru conducătorul autovehiculului. Acț ionarea comenzilor trebuie sa se
realizeze în condiții de siguranță și fără eforturi mari.
Astfel de norme sunt prezentate în mod sistematic în STAS R10666/3 -76, în care sunt
stabilite caracteristicile manechinului bidimensional, ce va fi folosit la deter minarea dimensională
și morfologică a postului de conducere în cazul autocamioanelor.
Ținând cont că media înălțimii a populației a crescut în ultimii 10 ani, iar descoperirile în
domeniul ergonomic sunt din ce în ce mai importante și cerințele de confort și siguranță din ce în
ce mai severe, se pot face anumite modificări și îmbunătățiri.
În general, postul de conducere trebuie să asigure un compromis între siguranță și confort,
astfel încât conducătorul să nu adoarmă la volan, mai ales pe perioade lungi de deplasare, dar
eforturile pentru acționarea comenzilor să fie reduse.
Asadar, pentru realizarea unui autovehicul, care sa fie sigur, comod, incapator, etc. trebuie
sa se tina cont de toate aceste detalii, despre care s -a vorbit anterior.
[1] .Cara cteristicile geometrice ale postului de conducere sunt definite în raport cu punctul R, care
reprezintă centrul articulației corpului și coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS R
10666/3 -76.
Dimensiunile postului de conducere sunt măsurate în rap ort cu planele zero vertical și orizontal ale
caroseriei, poziția nominală a vehiculului fiind definită cu ajutorul înălțimilor punctelor de
referință față și spate ale caroseriei. Dimensiunile interioare sunt măsurate cu scaunul
conducătorului reglat în p oziție normală de conducere, cea mai de jos și cea mai retrasă.
Figura 1.33. Schema dimensiunilor postului de conducere conform STAS R 10666 /1-76
Dimensiunilor postului de conducere și dispunerea organelor de comandă se stabilesc,
conform [1], î n concordanță cu STAS R 10666/1 -76. Elementele geometrice privitoare la o serie
de lungimi și unghiuri se aleg potrivit cu indicațiile din standard incluse în tabele sub forma unor
intervale, limite inferioare sau limite superioare.
Tabelul 1.8. Valorile pentru unghiurile și lungimile postului de
conducere
Nr.
Crt. Dimensiunea Limite de
variație STAS
12618 -88 Valori
adoptate
1. Unghiul de înclinare spre înapoi, β [°] 9..33 18
2. Distanța verticală de la punctul R la punctul călcâ iului,
Hz [mm] 130..520 530
3. Cursa orizontală a punctului R [mm] min. 130 749
4. Diametrul volanului D [mm] 330…600 373
5. Unghiul de înclinare a volanului α [°] 10…70 43
6. Distanța orizontală între centrul volanului și punctul
călcâiului ,W z [mm] 152…660 250
7. Distanța verticală între centrul volanului și centrul
călcâiului, W z [mm] 530…838 757
Pentru stabilirea acestor dimensiuni se constituie manechine bidimensiona le și
tridimensionale care se aseaza pe locurile ce urmează a fi ocupate de către sofer/ pasageri. În urma
determinărilor antropometrice se stabilesc așa -numitele grupe dimensionale reprezentative. Grupa
reprezentativă x% (0 <x<100) este definită de o persoană reprezentativă având unele dimensiuni
ale corpului (prec izate) mai mari decât dimensiunile corespunzătoare a x% persoane din întreaga
populație adultă. Altfel spus, x% din populația adultă prezintă dimensiunile respective mai mici
sau cel mult egale cu cele ale persoanei respective. De pildă, utilizarea unui m anechin 50%
înseamnă că 50% din populație prezintă dimensiuni mai mici sau egale cu ale acestui manechin.
Potrivit standardelor pentru țara noastră (STAS R 10666/3 -76 – Determinarea elementelor
postului de conducere și a locului pentru pasageri, la autocam ioane, autobuze și troleibuze –
Manechin bidimensional plan), sunt avute în vedere trei grupe reprezentative: 10%, 50%, 90%.
Pentru toate cele trei grupe reprezentative, lungimea torsului se consideră aceeași. Diferențele apar
la lungimile coapselor B și g ambelor A (vezi figura 1.34.).
Grupă 10% 50% 90%
A 390 417 444
B 408 432 456
Fig. 1.34. Elementele principale ale manechinului bidimensional folosit pentru proiectarea
postului de conducere.
Condițiile ergonomice ș i tehnice pentru proiectarea postului de conducere sunt extrase din
STAS R106666/1 -76 din care se aleg dimensiunile corespunzătoare. De asemenea se aleg și alte
dimensiuni relative pentru amplasarea organelor de comand ă.
Pentru proiectarea formei si a d imensiunilor postului de conducere si, implicit a cabinei
autoutilitarei ,se alege manechinul bidimensional din grupa 90%,avand cotele(figura 2.1)
A=444mm si B=456mm.
1.3.2. Dimensionarea cabinei
După ce au fost determinate principalele c aracteristici ale postului de conducere, in
continuare se face dimensionarea cabinei.
Formă cabinei determinată în această etapă a proiectului poate fi modificată ulterior pe
baza anumitor criterii de organizare generală sau de aerodinamică.
Ținând cont de faptul că pentru aceste autovehicule, cabina nu este un volum complet
izolat ci face parte din întregul vagon, se va face o concordanță între dimensiunile acestuia și cele
ale volumului util, determinate anterior. De asemenea se vor respectă dimensiuni le determinate
pentru postul de conducere .
Figura 1.35 Dimensiunile cabinei si spatiului util
Figura 1.36 Dimensiunile cabinei
unde, L cab=2000 mm
lcab=1800 mm
1.3.3.Dimensiunile volumului util (furgon)
Dimensiunile de gabarit ale compartimentului furgon depind si de dimensiunile cabinei.
Astfel, lungimea exterioara este influentata si de lungimea totala de gabarit a autoutilitarei, din
care se scade lungimea cabinei si lungimea compartimentului motor.
Latimea exterioara este latimea de gabarit a autoutilitarei, iar inaltimea furgonului este la
nivelul plafonului cabinei. Se considera o grosime medie a peretilor de 20 mm si rezulta
urmatoarele valori ale dimensiunilor interioare pentru volumul util:
Lu=3000mm
lu=1800mm
hu=1900mm
Volumul util va fi:
Vu=Lu*lU*hu=10 m3 ,valoare care respectă una din condi țile ini țiale impuse prin tema de
proiect.
1.4 Î ntocmirea schi ței de organizare generală a autoutilitarei
Pentru automobilul proiectat s -a ales solutia clasică de organizare generală si anume motor este
amplasat in partea din fa ță, iar puntea motoare este cea din spate.
Fig.1.37.Schi ța de organizare generală a automobilului de proiectat .
1-motor; 2 -ambreiaj si schimbător de viteze; 3 -transmisie cardanică; 4 -punte fa ța
asamblată; 5 -punte spate asamblată; 6 -suspe nsie fa ță; 7-suspensie spate; 8 -sistem de
direc ție; 9-rezervor de combustibil; 10 -bateria de acumulatoare; 11 -roata de rezervă;
12-caroseria asamblată
Figura 1.38.Schi ța de organziare gener ală a automobilului de proiectat(vedere
de sus)
1-motor; 2 -ambreiaj și schimbator de viteze; 3 -transmisie cardanica; 4 -punte fa ță
asamblata; 5 -punte spate asamblată; 6 -suspensie fată; 7 -suspensie spate; 8 -sistem de
direc ție; 9-rezervor de combustibil; 10 -bateria de acumulatoare; 11 -roata de rezervă;
12-caroseria asamblată
Avantajele acestei solutii de organizare sunt:
incarcari statice ale pun ților apropiate;
solicitare redusă a supor ților motorului sub ac țiunea momentului la iesirea din
schimbă torul de viteze;
accesibilitate usoară la motor;
punte fa ța simplă, rezulta posibilitatea aplicarii de diverse variante constructive;
mecanism de comandă a schimbătorului de viteze simplu;
se poate utiliza un schimbător de viteze cu priză directă, de unde rezulta un randament
ridicat;
utilizarea unui sistem de evacuare a gazelor de lungime mare, silen țios si posibilitate de
încălzire eficace a habitaclului datorită traseului de lungime mică al aerului si al apei.
Printre dezavantaje se nu măra următoarele:
la incărcare partială a autoturismului, puntea motoare este relativ descarcată;
regim de mi șcare rectilinie mai pu țin stabil decât in cazul ro ților din fa ța motoare;
risc de supravirare;
necesitatea utilizării arborelui cardanic, ceea ce complică structura transmisiei ,
lungime mare a automobilului, masă proprie relativ mare si cost ridicat.
1.4.1 Determinarea pozi ței centrului de masă al autovehiculului [2]
Coordonatele centrului de greutate al autoutilitarei sunt date de rela țiile:
(1.4)
(1.5)
în care:
-mj este masa subansamblului j, in kg;
-xj , zj sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j, fa ță de sistemul de axe, xoz,
ales, in mm.
În scopul determinării pozi ției centrului de masă al autoutilitarei se va întocmi următorul tabel
centralizator:
Tabel 1.9 -Eviden țierea maselor si pozi ției in sistemu l de axe xoz ale subansamblelor autoutilitarei
Nr.Crt. Subansamblu autofurgon Masă
mj xj zj xj*m j zj*m j
1 Motor 154 550 50 84700 7700
2 Ambreiaj si schimbător de viteze 86 450 800 38700 68800
3 Transmisia cardanică 23 420 1980 9660 45540
4 Puntea fa ță asamblată 317 0 305 0 96685
5 Puntea spate asamblată 464 3100 305 1638400 141520
6 Suspensia fa ță 70 0 520 0 36400
7 Suspensia spate 115 3100 500 356500 57500
8 Sistem de direc ție 25 135 640 3375 16000
9 Rezervor de combustibil 21 1713 390 35973 8190
10 Bateria de acumulatoare 5 -348 872 -1740 4360
11 Roata de rezervă 15 3766 470 56490 7050
12 Caroseria asamblată 905 1840 1210 1665200 1095050
13 Șofer+inso țitor 150 1070 1220 160500 183000
14 Incărcatura 1230 2480 1320 3050400 1623600
M 3580 7057160 3329395
Aplicând formulele (1.4) si (1.5) pentru datele din tabel rezultă pozi ția centrului de greutate al
autoutilitarei in două situa ții:
a. când autoutilitara este fară incarcatură si fară pasageri, dar cu conducătorul auto:
xGo=1771 mm
zGo=693 mm
b. când autoutilitara este incarcată complet cu sarcina utilă si pasageri:
xGa=1971 mm
zGa=929 mm
Figura 1.39 Pozitia centrului de greutate
În continuare se determină incărcăturile statice la cele două pun ți, corespunzătoare celor două
situații de incărcare, a si b, utilizând formulele:
, [daN]
(1.6)
, [daN]
(1.7)
Recent determinate x G: ao=1771 mm, a=1971 mm și cunoscând valoarea ampatamentul ui,
L=3100 mm se determină b o, respectiv b (a 0=xG0,b0=xGa ) :
b0= L – a0
(1.8)
b = L – a
(1.9)
bo=3100 -1771=1329 mm
b=3100 -1971=1129 mm
Dacă se consideră greutatea proprie, G o=2200 daN, și greutatea totală, G a=3580 daN rezultă:
G1,0 = 943,16 daN (42,88 %)
G2,0 = 1256,83 daN (57,12%)
G1 = 1303,81 daN (36,42%)
G2 = 2276,18 daN (63,58%)
1.4.2 Verificarea capacită ții de trecere si a stabilita ții longitudinale
Încă din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai autovehiculului, s -a
tinut cont și de parametrii geometrici ai capacită ții de trecere. Definitivarea lor este finalizata odata
cu înto cmirea schi ței de organizare generală și a desenului de ansamblu. Parametrii geometrici ai
capacită ții de trecere sunt da ți în tabelul 1.10.
Tabel 1.10. Caracteristici de stabilitate
Parametru Valoare
Garda la sol [mm] 164
Unghiul de atac [0] 24
Unghiul de degajare [0] 17
Raza lomgitudinală de trecere [mm] 3029
Condiția cea mai dificila la înaintare, pentru automobile este urcarea pantei maxime
impusă prin tema de proiectare.
Pentru aprecierea valorii sale, având soluția de organizare generală a autoutilitarei, cu
tracțiune la roțile spate, se poate utiliza expresia analitică care arată variația unghiului minim de
patinare (alunecare) a roților motoare, în funcție de valoarea c oeficientului de aderența.
Ținând cont că automobilul de proiectat are tracțiune spate se vor utiliza următoarele
expresii:
– Unghiul limită de patinare:
( trac țiune spate)
(1.10)
x =0,6
=pmax
de unde rezultă că
1.4.3 Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora [9]
Gama de pneuri este i n general foarte variata, existand diferite modele, dimensiuni,
firme producatoare, etc. Se produc in functie de domeniul de activitate si de anumite standarde.
Astfel, în Europa standardizarea pneurilor este realizată de ,,Organizația Tehnică
Europeană pe ntru Pneuri și Jante‟‟ (European Tyre and Rim Technical Organization – ETRTO).
Deasemenea, există norme CEE – ONU pentru anvelope de autovehicule comerciale
(Regulamentul nr. 54) iar în comunitatea europeană se aplică directiva 92/23/EC.
Se vor al ege câte 2 pneuri pentru fiecare punte. La aceasta autoutilitare nu este necesar a
avea roti jumelate pe puntea spate, deoarece incarcarile nu sunt intr -atat de mari.
Se calculeaza incarcarea statică pe pneu corespunză toare sarcinii utile maxime calculate cu
relația:
(1.11)
1pa x
g
xa
Ltgh
L
Astfel,încarcărea statică pentru pneurile pun ții fată este de:
=
(1.12)
Pentru pneurile pun ții spate incarcărea statică este:
=
(1.13)
Capacitatea portantă necesară a pneului, definită ca fiind incarcarea radială maxim ă suportată
de acesta, va fi:
(1.14)
știind că k g=1, relatia devine:
Din standarde, norme sau cataloage de firmă se alege pneul cu capacitatea portanta:
Qp≥Qpnec, dar cât mai aproape de Q pnec.
Indicele de încărcare al pneurilor va fi 114 care suportă o capacitate de încarcare de 1180
kg,pentru toate penurile autoutilitarei.
Indice de viteză P (150 km/h).
Indicele de vitez ă al pneurilor alese va fi P care poate su porta viteze maxime de până la 150
km/h, deoarece autoutilitara proiectată are viteza maximă limitată la 140 km/h.
Valoarea diametrului jantei va fi de 15 inch.
Principalele caracteristici ale pneului ales:
Simbolizare anvelopă : 225/75 R 15 103/89
Lățimea sec țiunii pneului, B u=225mm
Diametrul exterior, D e=549.75mm si raza liberă, r 0=0.5*D e=274.875mm;
Raza statică, r s sau raza dinamică, r d=rs=275 mm;
Raza de rulare, r r=λ*r 0=286 mm;
Capacitatea portantă a pneului, Q p=838,5 și presiunea aerului din pneu corespunzatoare,
pa=5 bar;
Viteza maximă de exploatare a pneului, V maxp=150 km/h, care trebuie sa indeplinească
condi ția: V maxp≥Vmax (150km/h>140km/h).
1.4.4 Determinarea puterii maxime necesare motorului din con diția de viteză maximă în
palier [2]
Proiectul prevede ca viteza maxima obtinuta la deplasarea autoutilitarei in palier (drum
drept), sa fie de 140 km/h.
Pentru a predetermina puterea necesar ă motorului la această viteză, se folosește ecuația
bilanțului de puteri la roțile motoare :
(1.15)
în care este puterea transmisă la roțile motoare,
– puterea efectiv ă a motorului
– randamentul transmisiei autoutilitarei
– suma puterilor rezistente la înaintarea automobilului
Particularizând această relație la viteza maximă si deplasare în palier, ecuația devine :
(1.16)
Unde este puterea necesar ă învingerii rezistenței la rulare, la viteza maxim ă.
– puterea necesară învinge rii rezistenței aerului, la viteza maximă.
[kW] (1.17)
– coeficientul rezisten ței la rulare corespunzător vitezei maxime
≈0,0205
Deci [kW] (1.18)
[kW] (1.19)
– coeficient aerodinamic
A – aria secțiunii transversale maxime a autoutilitarei
[] (1.20)
Deci, ≈55 [kW]
Consider ând randamentul transmisiei , rezult ă puterea necesară motorului :
*(20,5+52)=78 [kW]
Puterea specific ă va fi, conform (1.2)
[kW/kg], valoare comparabil ă cu cele din tabelul 1.4. existente la modelele similare.
Din tabelul 1.4 se poate alege,ca tip de motor,modelul Iveco Daily avnd urmatorii parametri
energetici:
Pmax=78 [kW]
nP=3400 [rpm]
Mmax=270 [Nm]
nM=2300 [rpm]
Capitolul 2
Studiul tehnic si economic al solu țiilor posibile pentru transmisia
longitudinală.Alegerea justificată si definitivarea solu țiilor
tehnice[4],[8],[10]
2.1. Rol, condi ții, clasificare
Transmisia longitudinală este o componentă independentă a transmisiei automobilului cu rolul
de a transmite prin mișcări de rotație momentul motor, fără a -l modifică, între ansambluri ale
transmisiei, dispuse la distanță, în planuri diferite și cu poziție relativă cel mai adesea variabilă.
Deoarece arborii care compun transmisia cardanică sunt dispuși frecvent într -un plan longitudinal,
transmisia cardanică este prezentată și sub denumirea de transmisie longitudinală. Denumirea de
transmisie cardanică este justificată de faptul că articulația care intră în compunerea să este
articulația cardanică.
Transmisia cardanică se întâlnește la automobilele organizate după soluția “clasică”, la
automobilele cu mai multe punți motoare, în general la automobilele la care există o distanță între
motor și/sau SV și puntea motoare.
În figura 2.1 este prezentată schemă transmisiei cardanice. Între arborele secundar 4 al SV 5
(arbore conducător) și arborele pinionului de atac 8 (arbore condus), arbori cu axele dispuse în
plane di ferite, este montat arborele cardanic 3 cu unghiurile γ fa ță de axele celor doi arbori.
Unghiul γ este variabil, deoarece în timpul deplasării automobilului distanță dintre cei doi arbori
variază în funcție de încărcătură utilă, rigiditatea suspensiei 7 și denivelări le drumului. Pentru a
compensa variațiile unghiulare, arborele cardanic este prevăzut cu articulațiile cardanice 1 și 2,
iar pentru a compensa variația distanței dintre arborii conducător și condus, este prevăzut cu
cuplajul de compensare axială 9.
Fig.2 .1.Compunerea transmisiei cardanice [4]
Condițiile impuse transmisiei cardanice sunt:
– să asigure sincronismul mișcării arborilor cuplați indiferent de unghiurile dintre
axele lor;
– să asigure compensările unghiulare și axiale necesare;
– să realizeze amortizarea vibrațiilor și atenuarea șocurilor torsionale;
– să fie bine echilibrată dinamic și să nu atingă turația critică corespunzătoare
regimului de
rezonanță;
– să aibă durabilitate mare și randament ridicat;
– montarea și demontarea să fie ușoare, iar întreținerea cât mai redusă;
– construcția și tehnologia să fie simple și economice.
Pentru a îndeplini aceste condiții, în compunerea TC intră și alte tipuri de cuplaje și de
articulații.
Clasificarea transmisiilor cardanice se face după următoarele criterii:
1. După legea de transmitere a mișcării, transmisiile longitudinale pot fi:
– asicrone, la care raportul de transmitere este o mărime periodică, având valoarea
medie egală
cu unu;
– sincrone (homocinetice), la care raportul de transmitere este constant și egal cu
unu;
2. După modul de construcție, transmisiile longitudinale pot fi:
– deschise;
– închise, la care arborii cardanici sunt dispuși într -un tub central sau î ntr-un carter;
3. După numărul articulațiilor cardanice se disting: transmisii monocardanice,
bicardanice,
tricardanice etc.
2.2. Construc ția transmisie longitudinale
2.2.1. Scheme de transmisii longitudinale
In figura 2.2 sunt prezentate scheme de transmisii longitudinale folosite la automobilele
4×2.
Fig.2.2.Scheme de transmisii cardanice utilizate la automobilele 4×2 [4]:
a.transmisie momocardanică cu tub central;
b.transmisie bicardanică cu un singur arbore cardanic;
c.transmisie tr icardanică cu doi arbori cardanici și palier intermediar elastic folosită la
automobile cu ampatament mărit;
d.transmisie cu 4 articulații cardanice, doi arbori și palier intermediar rigid folosită la
autocamioane.
În figura 2.3 se prezintă schemă unei transmisii cardanice pentru un automobil 4×4 și RD
montat pe cadru separat de SV. Transmisia are trei arbori: 1 între SV și RD; 2 între RD și puntea
motoare din spate; 3 între RD și puntea motoare din față.
Fig.2.3.Schema transmisiei cardanice la automobi lele 4×4: 1 -arbore cardanic intermediar;
2-arbore cardanic pentru puntea din spate; 3 -arbore cardanic pentru puntea din fa ță;
4-articula ții cardanice; 5 -reductor -distribuitor.[4]
In figura 2.4 se prezinta schemele unor transmisii cardanice folos ite la automobile 6×4.
Fig.2.4.Scheme de transmisii cardanice folosite la automobilele 6×4:a -fara RD si cu arbori
dispu și in serie; b -cu RD si arbori dispu și in serie; c -cu RD si arbori dispu și in paralel;
1-cutie de viteze; 2 -reductor -distribuitor; 3 si 4 -punți motoare; 5 -articula ții cardanice;
6-arbori cardanici.[4]
În figura 2.5 se prezinta scheme de transmisii cardanice utilizate la automobile 6×6, cu arborii
pentru puntile motoare din spate în serie sau în paralel.
Fig.2.5.Scheme de transmisii cardanice folosite la automobile 6×6: 1 -cutie de viteze;
2-reductor -distribuitor; 3,4,5 -punți motoare; 6 -articula ții cardanice.[4]
2.2.2.Construcția articulatiei cardanice
Cea mai folosită articulație cardanică pentru transmisia longitudinală este articulația cardanică
asincronică rigidă de tip deschis. Construcția să este prezentată în figura 2.6. Este alcătuită din
crucea cardanică 2 cu brațe egale și perpendiculare și din două furci cardanice 1 și 3 dispuse în
plane perpendiculare. Furcile pot fi cu flansa (furcă 1) sau cu corp cilindric pentru asamblarea prin
sudură cu arborele tubular (furcă 3). Lagărele dintre brațele furcilor și fusurile crucii sunt lagăre de
rostogoli re și sunt asigurate de rulmenți cu ace de construcție specială. Aceștia au următoarele
particularități constructive:
-au numai inel exterior înfundat la un capăt 10 (în formă de pahar);
-rolele ac, fără separator, rulează direct pe fusul crucii, sunt mon tate în alezajul inelului pe
pat de vaselină și menținute u șor prin sprijinirea pe manșetă de etanșare, iar centrarea pe un șanț
prelucrat pe fundul inelului;
-inelul rulmentului este ușor presat în brațul furcii și este asigurat radial prin siguranță
elastică interioară 13 prin siguranță elastică exterioară 14 ,sau prin placă de închidere 8 fixată pe
brațul furcii cu șuruburile 11. Soluția se aplică la autocamioane unde dimensiunile furcilor permit
această asamblare și prezintă avantajul că asigura o etanș are mai bună îmbinării presate dintre
rulment și furcă. Ungerea rulmenților se face cu niplul de ungere 4. Pentru siguranță etanșării se
folosește un inel suplimentar de etanșare montat pe fucul crucii.
Figura.2.6.Construc ția articulatiei cardanice de tip deschis [4]
Vaselina este dirijată spre lagărele articula ției prin canalele din corpul crucii, a șa cum se vede
în figura 2.7. Completarea cu vaselină se face in cadrul intre ținerilor periodice până când iese
vaselina pe la baza rulmentului prin dispoz itivul de etan șare.
Fig.2.7.Ungerea si etan șarea articula ției cardanice[8]
Durata de viață a articulatiei este determinată în mare măsură de asigurarea unei bune etansari a
lagărelor cu rulmenți. Soluții pentru asigurarea etanșării sunt prezentate î n figurile 2.7 și 2.8.
(descrierea soluțiilor). Întotdeauna baza fusului crucii cardanice are prelucrată o suprafață
cilindrică sau conică pe care rulează manșetă de etanșare, iar uneori pentru mărirea siguranței
dispozitivului de etanșare pe baza fusului, în continuare se presează un inel de protecția din tablă
(inel deflector). Dispozitivul de etanșare este inclus, cel mai adesea, în rulmentul cu ace al
articulatiei (figurile b,c și d), sau menseta de etanșare este presată pe baza fusului crucii (figura a).
Fig.2.8.Sisteme de etan șare folosite la articula țiile cardanice [4]
Pentru a compensa deformațiile elastice ale sistemului inel exterior – rola ac -fus, fusurile crucii
se prelucrează cu o ușoară conicitate de 0,1….0,5% di n diametrul mediu, asigurându -se astfel o
geometrie corectă rulmentului.
Când compensările unghiulare sunt mici se folosesc articulații cardanice asincrone elastice,
care se montează spre SV și au în plus rolul de a micșora sarcinile dinamice la torsiu ne.
Construcția unei astfel de articulații este prezentat ă în figura 1.9. Ea este compusă din furcile 2 și 4
cu câte trei brațe dispuse la 120ș unul fa ță de altul, fixate cu șuruburile 6 de discul elastic din
cauciuc 3. Furcile sunt montate pe arborele 1 c u până dreapta și pe con, respectiv pe arborele 5 prin
caneluri. Deformariile discului elastic permit compensări unghiulare de 3…..5ș între arbori. O
astfel de articula ție este de fapt un cuplaj elastic.
Fig.2.9.Constructia articulatiei cardanice elastice [8]
Pentru a ușura montarea, dar mai ales demontarea crucii cardanice brațele furcilor corp comun cu
rulmenții sunt demontabile, se montează pe corpurile furcilor cu ș uruburi, iar momentul se
transmite printr -un sistem de pene frontale, așa cum se vede în figura 2.10. Soluția se aplică la
transmisiei cardanice ale autocamioanelor unde momentele sunt mari, iar dimensiunile articulatiei
permit montarea cu șuruburi.
Fig.2 .10.Articula ție cardanică cu bra țele furcilor demontabile: a -vederi plane; b -vedere in
spațiu [8]
2.2.3.Construc ția si dispunerea cuplajelor de compensare axială
Cuplajele de compensare axială sunt cuplaje canelate cu deplasare axială . Ele sunt mon tate al
capătul cel mai protejat de murdărie și umezeală al arborelui și trebuie să introducă forțe axiale
de frecare cât mai mici în arbore. Pentru îndeplinirea acestei condiții cuplajul de compensare
axială este prevăzut cu un sistem de ungere și de eta nșare cât mai eficient.
Observații:
1. Cuplajul nu se amplasează spre mijlocul arborelui pentru a nu -i mari săgeata;
2. Dacă cuplajul este orientat spre față, arborele cardanic trebuie asigurat cu un suport
transversal, pentru că în caz de rupere să nu se înfigă în drum și să producă răsturnarea
automobilului;
3. Separarea cuplajului de arbore constitue un avantaj, deoarece arborele va fi tubular
pe toate lungimea să și deci mai ușor de echilibrat.
Variante constructive ale acestui cuplaj când acesta e ste dispus pe arborele cardanic fractionat
și cu lungime variabilă, sunt prezentate în figura 2.11. În fig.a. etansarea se face cu garnitură și
piulita olandeză 6, în fig.b.etansarea se face cu garnitură 1 montată într -un manson și cu burduful
2, iar în fig.c. etansarea se face cu garniturile 1,3 și 4 și cu tubul telescopic suplimentar 7. Formarea
pernelor de aer în timpul deplasărilor axiale se evita prin orificiul de aerisire 5. Ungerea se face
prin niplul 4 (figura a).
Fig.2.11.Construc ția cuplajulu i de compensare axială dispus pe arborele cardanic cu
lungime variabilă (din două buca ți) [8]
Soluții foarte eficiente pentru ungerea și etansarea cuplajului de compensare axială, dar și
pentru omogenizarea secțiunii transversale a arbo relui cardanic, sunt prezentate în figura 1.12. În
fig.a. cuplajul este dispus în dreptul palierului intermediar, iar arborele nu mai trebuie asigurat. În
fig.b. cuplajul este dispus în capacul posterior alungit al SV; se obține astfel o ungere eficientă ș i o
foarte bună protecție. În figurile din mijloc sunt prezentate detalii privind etansarea crucii
cardanice, cu manșetele de etanșare montate pe inelele rulmenților cu ace și suprafețele cilindrice
de rulare a mansetelor dispuse în continuarea fusului cru cii cardanice.
Fig.2.12.Solu ții de dispunere a cuplajului de compensare axială: a -in dreptul palierului
intermediar; b -in capacul din spate al SV.[8]
Pentru a micșora frecările din cuplajul de compensare axială, frecarea de alunecare se
înlocuiește cu frecare de rostogolire, așa cum se vede din figura 2.13. Rolul canelurilor este preluat
de patru șiruri de role cilindrice 1, care rulează în cai prelucrate în semiarborele exterior și în
semiarborele interior, ambele având o secțiune aproximativ pătra tă.
Sunt construcții care folosesc pentru reducerea frecării bile sau bolțuri.
Fig.2.13.Cuplaj de compensare axiala cu frecare de rostogolire [8]
2.2.4.Construcția palierului intermediar
Palierul intermediar se folosește câ nd TC are doi arbori (ampatament mărit al automobilului),
iar între ei se montează o articulație cardanică care nu poate prelua forțe transversale. El constă
dintr -un lagăr care montează pe cadru sau pe caroseria autoportantă, în zona articulatiei cardanic e
centrale pentru a o susține.
În figura 2.14. se prezintă construcția pentru palierul intermediar în varianta elastică (a) și
varianta rigidă (b). Prima se folosește la automobile ușoare (autoturisme sau autoutilitare), iar a
două la autocamioane grel e.
Fig.2.14.Constructia palierului intermediar [4]
2.2.5.Construcția arborilor cardanici
Arborii cardanici fac legătură între două articulații cardanice sau între o articulație și una dintre
componentele transmisiei și au rolul de a transmite la dis tanță momentul motor.
Un arbore cardanic este compus dintr -o parte centrală de secțiune circulară, care formează
arborele propriuzis și piese de legătură pentru prinderea articulațiilor. Partea centrală poate fi plină
(în zona cuplajului de compensare axială) sau tubulară. Această prezintă avantajul că este mai
rigidă și permite mărirea turației de funcționare.
Dacă cuplajul de compensare axială este dispus pe arbore, acesta are lungime variabilă și
secțiune neomogenă (tubulară în zona centrală și p lină spre capăt în zona cuplajului), iar dacă
cuplajul este separat de arbore, arborele are lungime constanța și secțiune tubulară pe toată
lungimea să. În figura 2.14 se prezintă arbori cardanici cu lungime constanța, iar în figura 2.15 se
prezintă arbori cardanici cu lungime variabilă
Fig.2.15.Arbori cardanici cu lungime constantă: a -cu sec țiune tubulară constantă; b -cu
secțiune tubulară variabilă (cilindru la mijloc, trunchiuri de con spre capete) [4]
Fig.2.16.Construc ția arborilor cardanici cu lung ime variabilă (telescopici): a -secțiune
constantă pentru partea tubulară; b -secțiune variabilă pentru partea tubulară; c -cu furcile de
la capete montate prin flansa cu șuruburi pe arborele propriuzis; d -semiarborele cu
canelură exterioara sudat de furcă.[ 4]
Folosirea arborilor cardanici cu lungime constanța este avantajoasă deoarece echilibrarea este mai
ușoară și pot funcționa la turații mai mari. Sunt transmisii longitudinale care folosesc numai arbori
cardanici de lungime constanța dacă se adopta const rucții speciale pentru cuplajul de compensare
axială și palierul intermediar; o astfel de soluție este prezentată în figura 2.17.
Figura.2.17.Transmisie longitudinală cu arbori de lungime constanța: 1 -articulație
cardanică elastică; 2 -arbore cardanic scurt; 3 -palier intermediar elastic; 4 -articulație cardanică;
5-arbore cardanic lung; 6 -șuruburi pentru montarea traversei suport a palierului intermediar;
7-traversa suport. [8]
După montarea arborelui cardanic, ansamblul se supune unei echilibrări dinamice, mai întâi la
o turație joasă, între 600 și 1000 rot/min, urmată de o verificare la turația nominală. Echilibrarea se
realizează cu adaosuri de material prin sudarea unor plăcute p e arbore. În scopul eliminării
necesității reechilibrării după demontările din exploatare a arborilor telescopici, între cei doi
semiarbori se marchează poziția de la prima echilibrare. Că valori admisibile pentru
dezechilibrarea remanentă permanentă se re comandă valorile:
– 10…..15 g ∙cm pentru autoturisme;
– 50 g.cm pentru autocamioane mijlocii;
– 75 g.cm pentru autocamioane grele.
Observație:
Pentru a realiza o echilibrare bună, lungimea arborilor cardanici se limitează la 1,8…..2,0 m
(după unii cons tructori la 1,5m).
O soluție constructivă modernă este realizarea arborilor cardanici din materiale compozite care
prezintă următoarele avantaje:
– rezistență la torsiune dublă în comparație cu cei obținuți din oțeluri uzuale la aceleași
dimensiuni;
– rigiditatea poate să depășească de 2,5 ori pe cea a oțelurilor și aliajelor din aluminiu;
– capacitate de amortizare internă;
– rezistență la oboseală și la coroziune.
In figura 2.18 se prezinta constructia arborilor cardanici din materiale compozite.
Fig.2.18.Constructia arborilor cardanici din materiale compozite ă[8]
2.3 CINEMATICA TRANSMISIEI CARDANICE
2.3.1 Cinematica articulatiei cardanice
Schemă structurală și schemă cinematică a articulatiei carda nice sunt prezentate în figura 2.18.
În timpul rotirii arborelui conducător 1, brațul descrie traectoria 3, dispusă într -un plan
perpendicular pe arborele 1, iar brațul al arborelui condus 2, dispus înclinat faț ă de arborele 1 cu
unghiul γ12, descr ie traectoria 4, aflat ă într-un plan înclinat cu unghiul γ12 fa ță de planul
traectoriei 3. Cele două brațe definesc crucea cardanică cu brațe egale și perpendiculare.
Prin rotirea arborelui 1 cu unghiul , punctul ajunge în A, deplasându -se pe un arc de cerc,
iar puctul ajunge în B, arborele condus 2 rotindu -se cu unghiul . Între deplasările unghiulare a
celor doi arbori există relația:
(2.1)
Din această relație se vede că în cazul deplasării unghiulare uniforme a arborelui conducător 1,
arborele condus 2 va avea deplsari unghiulare neuniforme. Asincronismul mișcării furcilor
articulatiei ca rdanice poate fi apreciat prin raportul de transmitere al vitezelor unghiulare ale celor
doi arbori.
Fig.2.19.Schema structurală (a) si schema cinematică (b) a articulatiei cardanice [4]
Diferentiind relatia (1.1) se ob ține:
(2.2)
Impar țind ambii membri cu dt si ținand cont de defini ția vitezelor unghiulare, din rela ția
(1.2) se ob ține:
cos2 1tg tg
coscos cos222
121d d
(2.3)
Eliminand pe cu rela ția (2.1) se ob ține:
(2.4)
Din rela ția (1.4), la rotirea par ții conducătoare se obtin următoarele valori extreme:
-pentru
-pentru
In consecintă, raportul de transmitere cinematic al articula ției cardanice variază intre limitele
de mai sus, limite care sunt cu atât mai apropiate una de alta și ambele apropiate de valoarea unu,
cu cât u nghiul
dintre cei doi arbori este mai mic. La o rotație completă a arborelui conducător 1, raportul de
transmitere atinge de două ori valoarea minimă și de două ori valoarea maximă, deci arborele
condus 2 rămâne de două ori în urmă arborelui conducător și îl întrece de două ori.
Pentru aprecierea asincronismului vitezelor unghiulare ale elementului conducător și condus,
pentru articulația cardanică, se utilizează mărimile:
– coeficientul de asincronism
(2.5)
– decalajul unghiular maxim
(2.6)
In figura 2.20 sunt prezentate varia țiile acestor coeficien ți pentru cazul unui cuplaj cardanic cu
unghiul dintre arbo ri de 50ș, cand arbor ele conducător se rote ște cu 180ș.
Asincronismul are drept consecinta apari ția unor vibra ții, functionarea zgomotoasă, scaderea
randamentului și a durabilita ții transmisiei.
2212
21
21
coscos cos
ddic
2 cos
cossin cos12
12
21 ci
1 cos 1 cos ….2;;0min 12
1 ci
1cos10 cos …..23;2max 12
1 ci
sinmin max tg i iUc c
cos2cos1
max2 1 max arctg
Fig.2.19.Varia țiile coeficientilor pentru aprecierea asincronismului [4]
2.3.2 Cinematica transmisiei cardanice
Pentru a se ob ține sincronismul mi șcarii trebuiesc indeplinite condi țiile:
1.transmisia trebuie să fie bicardanică, adica un arbore trebuie sa aiba cate o articula ție
cardanică la fiecare capăt;
2.furcile de capăt ale arborelui să fie in acelasi plan;
3.aplicand rela ția (2.1) pentru fiecare articulatie cardanica se obtine:
(2.7)
adica unghiurile de asezare ale arborilor cardanici trebuie să fie egale.
Asezarea arborilor cardanici poate fi in “Z” sau in “M”, asa cum se vede din figura 2.21.
Fig.2.21.Asezarea arborilor cardanici: a -in “Z” ; b-in “M” [10]
Transmisia longitudinala se ob ține prin inserierea mai multor elemente, a șa cum se vede din
figura 2.22.(a.trasmisie longitudinală cu doua articula ții cardanice și un singur arbore;
b.transmisie longitudinală cu 4 articula ții, 2 arbori, un palier intermediar rigid si montaj in “Z”;
c.TC cu 3 articula ții, 2 arbori, un palier intermediar si montaj mixt).
2 1
Fig.2.22.Scheme de inseriere si de montaj pentru componentele transmisiei longitudinale
[10]
2.4 Alegerea justificată a tipului de transmisie longitudinală ce se va proiecta
În continuare este necesară alegerea unui tip constructiv pentru transmisia longitudinală ,dintre
cele prezentate,pentru folosirea să la proiectarea automobilului
Pentr u a alege modelul optim de transmisie longitudinală s -au luat în considereare următoarele
criterii:
-complexitatea transimiei longitudinală să fie cât mai scăzută
– să aibă durabilitate mare și randament ridicat;
– montarea și demontarea să fie ușoare, ia r întreținerea cât mai redusă;
-costurile de fabricație ale modelului analizat;
La automobilul proiectat se va alege arborele cardanic cu lungime variabilă (telescopic) cu
secțiune constantă deoarece această soluție este compatibilă cu automobilul ce se proiectează,are
un cost scăzut,mentenana scazuta și un randament ridicat.
Capitolul 3
Proiectarea generală a transmisiei longitudinale pentru autoutilitara
furgon [4],[11]
3.1.Determinarea momentului de calcul
Calculul de rezistență a transmiesiei longitudinale se face pentru principalele părți
componente ale acesteia:arborele longitudinal,articulațiile cardanice și rulmenții cu role -ace.
Momentul de calcul al transmisiei longitudinale M c se determina,considerând cazul in care
motorul dezvoltă momentul maxim M max iar schimbatorul de viteze se află in treapta I,cu rela ția:
,
(3.1)
în care i sv1 este raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze.
Conform calculelor de la capitolul I rezultă:
Pmax=PVmax=78 [kW] ;
= (3.2)
= 0.377 [km/h] (3.3)
Unde: r r=2,86 [m] ; n Vmax=np=3400[rot/min] ; =1 ; V max=140 [km/h]
140=0,377 ;
io=2,61
= =6,16
1 max SV c i M M
=f+p max unde: (3.4)
(3.5)
conform vitezei de 10 km/h
pmax=0,57 conform capitolului 1
=0,01604+0,39=0,406
Rezulta : M c=27*6,16=166,32 daNm
3.2 Calculul arborelui cardanic
Arborii cardanici se calculează la torsiune și se verifică deformația la răsucire precum și la turația
critică.
a) Calculul arborelui cardanic la torsiune
=
(3.6)
unde: – este efortul unitar de torsiune;
– Mc este momentul de calcul;
– Wt modulul de rezistență polar care are relația:
– pentru arboreal cardanic cu secțiune tubulară:
=
(3.7)
– D=63 mm este diametrul exterior al arborelui;
tc
WM
Wt=pD4-d4( )
16D=
– d=58 mm este diametrul interior al arborelui;
Efortul admisibil la torsiune pentru materialele utilizate la construcția arborilor longitudinali
se determină luându -se în considerație un coeficient de siguranță de 3…3,5 față de limita de
curgere la torsiune a materialului, fără a se depăși valoarea de 2500 daN/cm2.
Cuplajul de compensare axială este prevăzut cu caneluri dreptunghiulare sau în evolventă.
Calculul de verificare pentru asamblările canelate se efectuează conform STAS 1767 -82. Sunt
admise următoarele valori pentru presiunea specifică: p sa = 135 daN/cm2 pentru canelurile cu
duritatea HRC <35; p sa = 135 daN/cm2 pentru canelurile cu duritatea HRC >35.
Tabelul 3.1 .Dimensiuni recomandate pentru arbor ii longitudinali cu secțiune tubulară
[4]
Diametrul interior al
țevilor d [mm] Grosimea peretelui
[mm] Modulul de rezistență
polar W t [cm3]
45 2,0 6,67
2,5 8,44
3,0 10,26
58 2,0 9,87
2,5 12,47
3,0 15,11
3,5 17,82
71 1,8 14,63
2,1 17,15
2,5 20,54
3,0 24,84
85 2,0 23,26
2,5 29,25
3,0 35,33
3,5 41,48
111 2,0 38,73
2,5 48,64
3,0 58,65
b)Verificarea arborelui cardanic la răsucire
Unghiul de răsucire, exprimat în grade, al arborelui longitudinal se calculează cu relația:
= ,
(3.8)
valoare care se incadreaza in intervalul
unde: – este unghiul de torsiune (exprimat în grade);
cd este coeficient dinamic (c d = 2…3 pentru autoturisme și 1,5…2,0 pentru
autocamioane); Mc este momentul de calcul;
L=352 mm ;
G este modul de elasticitate transversal;
Ip momentul de inerție polar al arborelui;
(3.9)
Unghiul de torsiune maxim se admite: ;
1800
pc d
IGL Mc
o8…7max
0
Ip=p×D4-d4( )
32=
o8…7max
c) Verificarea arborelui la tura ția critică
-pentru arborele tubular montat pe rulmen ți
8431,7 rot/min
(3.10)
Trebuie aratat ca ruperea arborelui nu se produce instantaneu iar dacă se trece repede peste tura ția
critică ruperea arborelui poate sa nu se producă.Cu toate acestea la alegerea dimensiunilor
arborelui longitudinal se a re in vedere o anumita rezervă pentru tura ția critică,astfel ca:
unde n max este tura ția maxima a arborelui longitudinal corespunzatoare vitezei maxime de
deplasare a automobilului.Rezerva minimă se admite nu mai la o echilibrare foarte bună a
arborelui.
3.3.Calculul articula ției cardanice
a) Calculul furcii cardanice
Furca cardanică este solicitată de forta F (actioneaza în punctul B si este perpendiculară pe
planul furcii). Sec țiunea periculoasă A -A, de încastrare cu butucul, este solicitată la încovoiere și
la torsiune. Schema de calcul este prezentată in figura 3.1.
Fig.3.1. Schema de calcul a furcii cardanice [4]
= daN/m
Se adoptă constructi v R=36 mm
unde R este raza medie la care actionează forta F si se adopta constructiv.
-Tensiunea la încovoiere in sec țiunea A -A este:
==1159,45 daN/cm2
(3.12)
unde l=13 mm,l 1=14mm care se adoptă constructiv
unde =
(3.13)
Se adoptă h/b=1,5; =0,231 rela ție din care rezultă ca b=1,5h=1,512=18 mm
-Tensiunea la torsiun e este:
(3.14)
Furcile cardanice se execută din o țeluri cu con ținut mediu de carbon, 0,35…..0,45%, sau din
oțeluri de imbunat ațire slab aliate. După călire și revenire, duritatea furcilor variază intre
197…..300 HB in func ție de tipul automobilului.
RMFc
2
i ii
iWlF
WM
t tt
tWlF
WM1
b) Calculul crucii cardanice
Crucea cardanică este supusă solicitarilor de încovoiere, forfecare și strivire de catre for ța F 1
(figura 3.2). Asupra fusurilor crucii actionează doua cupluri ale for țelor F 1, unul din partea
arborelui conducător, iar al doilea din partea arborelui condus.
Figura 3.2 Schema de calcul a crucii cardanice [4]
Forta F 1 se calculează cu rela ția:
=2458,25
(3.15)
unde γ = este unghiul maxim dintre axele arborilor.
Tensiunea la încovoiere, in sec țiunea A-A, se calculează cu rela ția:
= = 1343,79 daN/cm2
(3.16)
unde L=16mm,d 1=d=28 mm,h 1=20 mm adoptate constructiv
Tensiunea la forfecare la baza fusului se determină cu rela ția:
2 (3.17)
unde F‟ se calculeaza cu rela ția:
cos1FF
3
11 1
1,02
dLhF
WM
ii
i
2'4
dF
f
=
(3.18 )
unde R=32 mm,h=17mm
Verificarea la strivire se face determinând presiunea specifică pe fusul crucii, sub ac țiunea
forței F 1 , cu rel ația:
(3.19)
Crucile cardanice se executa din o țeluri aliate de cementare, elemental principal de aliere fiind
cromul. Ceme ntarea se face pe o adancime de 0,7…..1,5 mm, iar duritatea variază intre 56 si 65
HRC.
c) Alegerea rulmentilor cu ace
Rulmen ții cu ace folosi ți la articula țiile cardanice se caracterizează printr -o miscare oscilatorie. Ei
se aleg cunoscând dia metrul fusului crucii cardanice si tinand cont de capacitatea portantă
dinamica care se calculează cu rela ția:
[daN]
(3.20)
C=
Unde: α este un coeficient ce ține cont de caracterul rota ției. Pentru rulmen ții cu inel exteri or forjat,
α=0,66 in cazul rota ției continue si α=0,6 in cazul rotației oscilatorii;f este coeficientul ce ține cont
de condi țiile de încarcare si de func ționare. Pentru sarcină variabilă, se recomandă f = 0,7;
K este sarcina specifică in [daN/cm2] si se adoptă in func ție de durabilitatea necesară in [h], de
viteza periferică in [m/s] din calea de rulare a inelului interior, sau mai simplu in func ție de
produsul dintre tura ția echivalentă n e in rot/min și diametrul căii de rulare in mm, din figura 3.3.
cos 5,0 2'
h RMFc
hdF
s1
SKf C
Fig.3.3. Sarcina specifica K in functie de durablitate si de produsul nd [4]
Pentru mi șcarea de rota ție oscilatorie, tura ția echivalentă se determină cu rela ția:
=
(3.21)
unde n este tura ția arborelui cardanic in [rot/min]; γ este unghiul dintre arbori în grade.
S este suprafata ech ivalentă si se calculează cu rela ția:
=[cm2]
(3.22)
unde l este lungimea acului (fusului crucii) in mm.
Valorile lui K d eterminate cu ajutorul diagramei din figura 3.3 corespund unei durita ți HRC = 60.
Dacă duritatea este mai redusa, valoarea lui K trebuie corectată cu relatia K‟=υK, valorile
coeficientului υ fiind date in fi gura 3.4 (curba 2 pentru rulmen ții cu inel exteri or forjat, curba 1
pentru ceila țti rulmen ți cu ace).
Pentru valorile extreme ale diametrului căii de rulare d si ale tura ției n, valorile teoretice de calcul
determinate cu rela ția (3.11) nu corespund sarcinilor admisibile reale, mai ales in cazul tura țiilor
mici. De aceea se recomandă ca, pentru rulmen ții cu inel exterior forjat valorile sarcinii specifice
sa nu depă șească valoarea K max=500 daN/cm2 .
Fig.3.4. Coeficientul υ de influent ă a durita ții asupra sarcinii specifice K [4]
90nne
100dlS
Dacă se foloseste dre pt criteriu pentru alegerea rulmen ților capacitatea portantă statică, aceasta se
determină cu rela ția:
, unde K 0=1650 daN/cm2
(3.23)
C0=
Capitolul 4
Încercarea transmisiei cardanice [7]
4.1.Condi ții de încercare
Înainte de încercările ansamblurilor pe automobil în condiții de drum, sau în paralel cu acestea,
este necesară verificarea funcț ionarii ansamblurilor principale ale automobilelor noi sau
modernizate în condiții de laborator, pe standuri special amenajate pentru fiecare ansamblu.
Evident, încercările în condii de deplasare, cu ansamblurile montate pe automobil completează și
verifi că rezultatele obținute la încercarea pe stand a fiecărui ansamblu luat separat. Avantajul
principal al încercării pe stand, în condiții de laborator, îl constituie precizia mai mare cu care se
SK C 0 0 66,0
pot determina performanțele obiectuiui încercat, întrucât în a semenea condiții se poate înlătura
influență parametrilor care nu se studiază.
Precizia în condiții de laborator se îmbunătățește și datorită posibilității folosirii unor instalații
prevăzute cu aparatură complexă. Idealul ar fi că la încercările în co ndiții de laborator să se supună
ansamblul automobilului la regimuri de solicitare identice sau foarte apropiate de cele ce apar la
încercările pe parcurs sau în condiții de exploatare reală.
Un dezavantaj al metodei este acela că acest deziderat nu po ate fi atins decât în cazul unor
standuri speciale, foarte scumpe. Din această cauza, Încercările la stand trebuie completate sau
combinate cu încercările pe parcurs (în exploatare), pentru a oferi rezultate cu adevărat
concludente. Regimurile de încercare ale ansamblurilor automobilului se aleg în funcție de scopul
și caracterul încercării. De exemplu, la încercările de control periodic de scurtă durata se urmăresc
condițiile generale ale funcționarii ansamblului respectiv. Dacă se fac încercări de fiabili tate sau
de durabilitate, regimurile se aleg pe baza spectrelor de solicitare înregistrate în exploatare sau pe
pistele unor poligoane de încercare pentru condiții de funcționare caracteristice tipului dat de
automobil.
Pentru reducerea duratelor de ob ținere a indicilor de fiabilitate se folosesc, în prezent, pe scară
largă, încercările accelerate pe stand la care solicitările din ansamblurile și piesele încercate se
stabilesc la valori mai mari în comparație cu cele din exploatarea normală. La efectuar ea
încercărilor accelerate pe stand trebuie să se țină seama de faptul că la forțarea exagerată a
condițiilor de solicitare, în vederea reducerii duratei de încercare, pot apărea uzuri și deteriorări ale
pieselor ce nu apar în condiții normale de exploatar e. De aceea există o limita a creșterii regimului
de solicitări pe stand în raport cu exploatarea reală și sînt necesare și alte mijloace pentru
asigurarea reducerii duratei încercărilor.
4.1.1. Încercările de durabilitate pe stand si accelerarea acestora
Permit să se obțină cele mai rapide informații despre durabilitatea ansamblurilor și pieselor unui
automobil nou sau modernizat. Standul trebuie să asigure realizarea regimurilor de solicitare cu
precizie și stabilitate maximă, după programul stabilit. Accelerarea încercărilor se poate realiza
după următoarele metode: prin intensificarea regimurilor de încărcare; prin mărirea numărului de
încărcări în unitatea de tirnp; prin intensificarea influenței mediului incon jură tor (ridicare a
temperaturii, umidității etc.); prin utilizarea unor medii abrazive create artificial. La încercările
de uzare a pieselor automobilului, pentru reducerea timpului și a volumului de lucru, se poate
folosi dependență uzurii funcției de timp sau de parcurs , recurgând la curbele de uzură ale pieselor
cercetate. În acest scop se pot folosi metodele de micrometrare, cântărire, profilografierea
suprafețelor sau metoda izotopilor radioactivi. La utilizarea metodelor de încercare accelerată se
determină coeficien tul de trecere de la încercările pe stand la condi țiile normale de exploatare
Kt=L/h
(4.1)
unde h reprezin tă durabilitatea piesei sau ansamblului pe stand, determinată în ore sau după
numărul de cicluri de lucru, iar L este durabilitatea aceleiași piese în, condiții de exploatare, în km
parcurși.
La încercările de durabilitate pe stand se pot aplică trei t ipuri de programe de încărcare:
încărcare constanța (încărcare ciclică cu amplitudine constanța sau moment de torsiune constant);
încărcare variabilă, în trepte (încărcare ciclică cu variația În trepte a amplitudinii sau cu variația în
trepte a momentului de torsiune), într -o ordine stabilită a alternării solicitărilor; încărcare cu
variație aleatoare (ccel mai adesea prin reproducerea regimurilor de încărcare din exploatare).
În timp ce în cazul încercărilor de drum se determina, de obicei, durabilitat ea mai multor
ansambluri simultan, la încercările pe stand acest lucru se face de obicei pentru un singur ansamblu
sau o singură piesă, ceea ce permite în fiecare caz concret în parte să se aleagă programul optim,
atât că nivel de solicitare, cât și că suc cesiune a aplicării ei, ceea ce constituie un avantaj.
Dezavantajul ce rezult ă față de încercarea pe drum constă în faptul că, pentru fiecare ansamblu,
este necesar un stand, ceea ce mărește volumul de muncă și de investiții.
4.1.2. Metode statistice de s tabilire a regimurilor de solicitare
Din cercetările regimurilor de solicitare ale ansamblurilor pe automobil în condiții reale de exploatare se
obțin date de baza pentru alcătuirea programelor de încercare pe stand și pentru calculul durabilităț ii
pieselor de automobil.
Funcționarea transmisiei cardanice se caracterizează cu ajutorul funcțiilor de repartiție ale
momentului de torsiune, a unghiurilor dintre arbori §i a deplasărilor axiale în îmbinărilor
canelate, precum și prin regimul de tura ție. În fig. 4.1 este prezentată histogramă și funcția f(M) pe
arborele cardanic al unui autocamion,în timpul deplasării pe o șosea urbană. Pentru determinarea
regimului de solicitare al punții motoare a automobilului sunt necesare funcțiile de repartiție ale
momentului de torsiune pe arborele conducător al transmisiei principale și pe arborii planetari,
precum și relațiile dintre vitezele unghiulare ale roților planetare, forțele și momentele care
acționează asupra grinzii punții motoare. Pentru arborii pl anetari și pentru grindă punții trebuie în
plus numărul de cicluri de solicitare pe kilometru parcurs. Pentru toate ansamblurile transmisiei se
măsoară turația arborilor conducători sau viteză automobilului.
Figura 4.1 Histograma momentului de torsiune pe arborele cardanic[7]
4.2 Încercarea transmisiei
Încercările pe stand ale transmisiei și agregatelor acesteia (ambreiaj, cutie de viteze, cutie de
distribuție, transmisie cardanică, punte motoare împreună cu transmisia finală ) se pot împărți în
mod convențional în ,,statice" și ,,dinamice".
Primele au că scop determinarea rezistenței la rupere sau, eventual, a deformației sub sarcinile
de încărcare prescrise a unor elemente ale agregatelor transmisiei (cartere de cutii de viteze, cutii
de distrib ute sau punți motoare, arbori cardanici sau arbori planetari, roți dințate etc.) și sînt
incluse, în general, că operații de control periodic în fluxul de fabricație respectiv. Astfel de
încercări sînt prevăzute de exemplu de STAS 7953 -74. Metodicile de în cercare și mijloacele
utilizate sînt specificate în documentația de execuție (caietele de sarcini) a întreprinderii
constructoare, avînd astfel un caracter local. Din această cauza în cele ce urmează nu se vor aborda
probleme ale încercărilor statice. Înce rcările dinamice de laborator sînt mult mai complexe și
vizează obiective mai variate: determinarea unor parametri funcționali specifici și, în primul rând,
a randamentului sau pierderilor de putere, determinarea durabilității la fenomene de uzare și
obose ală, determinarea fiabilității, verificarea funcționarii silențioase (operație inclusă în fluxul de
fabricație în numeroase cazuri pentru verificarea calității angrenajelor), efectuarea unui rodaj
preliminar etc. Astfel de încercări se pot face fie pentru întreagă transmisie, fie pentru fiecare
agregat separat, standurile de încercare necesare diferind de la caz la caz în mod corespunzător.
Excluzînd cazul cînd principala activitate a standului o reprezintă efectuarea rodajului, încercările
dinamice pe stan d se vor face cu agregatele încercate rodate, avînd eliminate defectările infantile.
Numai în acest fel se asigura premisele determinării corecte a randamentului sau a indicatorilor
specifici de fiabilitate.
Obiectivele urmărite la încercarea transmisi ei cardanice sunt legate de rolul și modul de
funcționare ale acesteia în transmisia autovehiculului.La încercarea transmisiei cardanice se
determina:
-randamentul și pierderile de putere din articulațiile cardanice;
-turația critică;
-regimul de tempe raturi din articulații;
-uzură articulațiilor,etc.
Înainte de încercare,transmisia cardanică este controlată riguros din punct de vedere al
aspectului,al calității cordoanelor de sudură (verificare și după o metodă de control nedistructiv),
corecti tudinea montajului,echilibrarea dinamică etc.
Că și celelalte organe ale transmisiei,transmisia cardanică poate fi încercată pe standuri cu flux
de energie deschis sau închis,din diverse tipuri.
În schemă 4.2 este prezentat un stand cu flux de energi e deschis.Transmisia cardanică 3 este
antrenată de motorul electric de curent continuu cu stator oscilant 1,prin intermediul cuplajului
2,iar frânarea se realizează cu ajutorul generatorului electric cu stator oscilant 5,care se unește cu
arborele de legăt ură al transmisiei cardanice prin cuplajul 4.Dacă nu se dispune de un motor cu
turație variabilă care să permită încercarea la mai multe turații,între motorul electric și transmisia
cardanică se poate monta o cutie de viteze al cărui randament este cunoscu t.Pentru a se putea
încerca transmisiile cardanice de diferite dimensiuni și încli nate la diferite unghiuri α,motorul
electric și generatorul de frânare,sau numai unul dintre acestea,se montează pe suporți care pot
culisă în direcțiile x și y.
Schema 4.2 Stand cu flux dechis pentru încercarea transmisiei cardanice [7]
În scopul determinării randamentului,se masoară momentele M 1 si M 2 prin echilibrarea
statoarelor motorului si generatorului cu ajutorul greuta ților G 1,respectiv G 2.În acest
fel,randamentul are urmatoarea formulă :
η=P 2/P1=M 2/M1=G 2r2/G1r1 4.2
În figura 4.3 este dată schemă unui stand cu flux de energie închis,compus dintr -o parte de
antrenare formată din motorul cu stator oscilant 1,ambreiajul 2,care are rolul de cuplaj de
siguranță,și din circuitul închis format din reductoarele 5 și 7 din transmisiile cardanice de încercat
6 și de serviciu 8.Încărcarea circuitului închis se realizează prin rotirea flansei arborelui de intrare
4 în raport cu flansa 3 ,care este solidară cu arborele de intrare 4 în raport cu flansa 3,care este
solidară cu arborele de ieșire 9 și care este astfel torsionat.Reductoarele 5 și 7 au raport de
transmitere egal cu unitatea,reductorul 7 fiind deplasabil pentru a permite încerca rea transmisiilor
cardanice de diferite lungimi și sub diferite unghiuri α.Dup ă încărcarea circuitului cu un moment
de torsiune Mt (prin răsucirea arborelui 9),se determina puterea Px transmisă de motorul electric
de antrenare la înclinarea arborelui carda nic cu un unghi α (figura 4.2 a), m ăsurând momentul de
reacțiune asupra statorului motorului electric prin echilibrarea acestuia cu greutatea G1 (cre
acționează la brațul de pârghie r1) și turația de antrenare,folosind un tahometru montat pearborele
motoru lui.
Figura 4.3. Stand in flux închis pentru incercarea transmisiei cardanice [7]
De aceea se determină puterea P 0 transmisa de motor la unghiul α=0 (figura 4.3),c ând practic
pierderile din articula țiile cardanice ale celor două transmisii sunt nul e.Puterea corespunzatoare
pierderilor în una dintre transmisiile cardanice,dacă se consideră că pierderile sunt egale,la un
unghi oarecare α,este data de rela ția:
ΔP=(Pα -P0)/2
4.3
Capitolul 5
Proiectarea crucii cardanice [5] [6]
5.1 Condiții tehnice
Condițiile tehnice princpiale la fabricarea crucii cardanice se referă în primul rând la asigurarea
perpendicularităț ii axelor de simetrie,păstrând în același timp coaxialitatea brațelor diametral
opuse.Axa de simetrie a tuturor brațelor trebuie să fie în același plan,iar unghiul dintre acestea în
planul orizontal să fie de 900.
Precizia dimensională trebuie să se înca dreze în toleranțe de 0… -0,15 mm pe porțiunile cilindrice
și 0… -0,2 pe porțiunile frontale pe care se execută care 9 caneluri broșate.Rugozitatea suprafețelor
cilindrice dar și a celor frontale este de 0,8µm iar duritatea acelorași suprafețe se înscrie în valorile
63±3 HRC.
Razele de racordare sunt R1 și R0,6 iar pentru caneluri broșate R0,5.
Se foloseste un șurub M 8×1.
Suprafa ța frontală a crucii,înainte de montaj,se va trata cu pastă Molycote și la asamblarea
seturilor de cruci cardanice,trebui e respectate grupele de sortare a acelor de rulment.
5.2 Alegerea materialului
5.2.1 Alegerea materialului
Principalele criterii tehnice care determina alegerea unui material pentru un organ de mașină sunt :
– asigurarea funcționalității și a durabi lității piesei că atare și a ansamblului în care este inclusă
;
– posibilitățile de realizare a acesteia (prelucrare pe mașini unelte , tratament tehnic etc.)
La acestea se adaugă criteriile economice care nu trebuie neglijate și dintre care se amin tesc :
– costul materialului
– costurile de fabricație ( prelucrarea pe mașini unelte , consum de scule , tratament tehnic) etc .
La alegerea materialelor , factorul cel mai important este stabilirea prealabilă a concepției
proiectării .
Alege rea unui material pentru o anumită piesă depinde de :
– dimensiunile secțiunii transversale
– formă piesei
– călibilitate
– caracteristicile de rezistență etc.
Reperul cruce cardanică căruia trebuie să i se întocmească procesul tehnologic de execuție este
solicitat la încovoiere , forfecare și presiune de contact . Trebuie să fie o piesă rigidă și să nu se
deformeze la solicitările descrise în cazul unui regim greu de rulare al autovehiculului .
De asemenea crucea cardanică , împreună cu buc șile din bronz sau rulmenții cu role montate pe
ea , au o mișcare relativă de rotație faț ă de furcă arborelui cardanic , deci suprafață exterioară a
fusurilor bra țelor trebuie să fie foarte dură . Această durificare superficială se obține prin încăl zirea
superficială cu flacăra sau CIF urmată de răcire sau prin tratamente termochimice (cementare ,
nitrurare , carbonitrurare ) .
Ținând cont de cerințele de mai sus voi alege oțelul 15Cr08 STAS 791 -80
Compoziția chimică a oțelului este dată în tab elul 5.1
Marca de
otel C , % Mn , % Si , % Cr , % Ni , % Mo , % Alte
elemente
15Cr08 0.12-
0.18 0.40-0.7
0 0.17
0.37 0.70 –
1.00 – – –
Tabelul 5.1 Compozitia chimica a otelului
Caracteristicile mecanice ale otelului ales sunt date în tabelul 5.2
Tabelul 5.2 Caracteristicile mecanice ale o țelului 12Cr08
Marca de
oțel Felul
tratam.
termic Limita de
curgere
N/mm2 Rezistenta
la
tracțiune
Rm
N/mm2 Alungirea
la rupere
A5 %
minimum Rezilienta
KCU/5
J/cm2
minimum Duritatea
Brinell in
stare recoaptă
HB
minimum
15Cr08 C , r * 460 –
570 790-
1030 10 – 180
C , r * – Călire urmată de revenire joasă
5.3 Analiza comparativă a metodelor si procedeelor concuren ței si adoptarea
variantei optime
Alegerea corectă a semifabricatului presupune din punct de vedere tehnologic că pe baza
studiului documentației tehnice din procesul de execuție precum și a datelor primare puse la
dispoziție , tehnologul să stabilească :
– formă semifabricatului
– metodă și procedeul pr in care urmează să fie obținut
– mărimea și distribuția adaosurilor de prelucrare
– precizia dimensiunilor , formei și a poziției elementelor geometrice ale semifabriacatelor .
Fiecare metodă de semifabricare se caracterizează prin precizia limita ce se poate obține la
formă și dimensiunile semifabricatului .
În tabelul 5.3 au fost sintetizate unele criterii , luându -se în considerare că materiale probabile
oțelul și fontă .
Tabelul 5.3
Nr.
Crt. Criteriu de alegere a
semifa bricatului Tipul caracteristicii de
clasificare Tipul de semifabricat
recomandat
1 Clasa de materiale Oțel T , F , M , L , S , S t
Fontă T , S
2 Mărimea piesei Mică T , F , M , L , S , S t
Mijlocie T , F , M , S
Mare T , F , S
3 Forma piesei Simplă T , F , M , S , E
Complicată T , M , S
Foarte complicată T , S
4 Condi ții de functionare
a piesei Forțe si solicitări termice mici T , F , M , L , S
Forțe mari si temperaturi mici T , F , M , L , S
Temperaturi mari F , M , L , S
Forțe mari si temp. ridicate T , F , M
Solicitări mecanice alternative T , F , S t
Condi ții de uzare intensă T , F , S
5 Caracterul produc ției Individuală T , F , S
Serie mică si mijlocie T , F , M , S
Serie mare si masa T , L , S t
6 Tipul prelucrării
mecanice necesare Fară prelucrare Tp , L , S , S t
Prelucrare obisnuită F , T , M , L , S
Prelucrare complexă T , F , L
7 Costul informativ in
anul 2008 , in lei/kg
semifabricat Fontă turnată 10 – 60
Oțel turnat 12 – 65
Oțel forjat 5.5 – 30
Oțel matri țat 15 – 75
Prescurtările din tabel semnifică : T – turnare , T p – turnare sub presiune , M – matri țare , L –
laminare , S – sudare , S t – sinterizare , E – extruziune
Se stie că piesele care nu au o configura ție complicată si necesita un fibraj continuu și omogen
, se recomandă a se executa din semifabricate forjate sau matri țate . Pentru productia de serie sau
de masă se recomandă semifabricatele matri țate .Calitatea suprafe ței cerută in desenul de poate fi
atinsă prin matri țare .
Matri țarea de precizie are in vedere gradul de apropiere a piesei matri țate fa ță de cea finită si
abaterile dimensionale ale piesei matri țate fată de dimensiunile ei nominale sa fie mai mici decât
abateril e prescrise ( acolo unde este posibil ) .
5.3.1 Stabilirea pozi ției semifabricatului în forma sau matri ța si a
planului
de operație
Semifabricatul face parte din grupa I de piese, adică piese cu axa dreapta si alungită.
Semifabricatul, a șezat in pozitia orizontală in matri ță, debitat la dimensiunile necesare, incălzit
la temperatura de prelucrare, este lovit de catre organele în mi șcare ale ciocanului cu for ța
crescândă. Pentru a ob ține o umplere cât mai bună a matri ței si o piesă cât mai bine executată,
volumul semifabricatului brut trebuie să fie putin mai mare decât volumul piesei matri țate.
Surplusul de mate rial este împins in loca șul bavurii.
Se folosesc două loca șuri de matri țare, unul preliminar și unul final.
5.4 Elaborarea tehnologiei de fabricare; Fișa film de fabricare
Tabel 5.4 Fișa film de fabricare
Nr.
crt. Denumire
operație Schița opera ție SDV
1
Frezarea
fronalală
S1 si S 2
-Freza frontală
-Burghiu de
centruit
2
Găurire
S3 si S 3’
– Burghiu
elicoidal
3
Prelucrarea
Fusurilor
-Cuțit de
degrosare
dreapta –
stânga
4
Prelucrarea
găurii pentru
gresor
Tarod
5
Control final
–
–
Bibliografie
[1] Stoicescu, A.P. – Proiectarea performantelor de tractiune si consum ale automobilelor,
Editura tehnică, Bucure ști
[2] Andreescu, Cr. – Dinamica autovehiculelor, notițe de curs, U.P.B., Facultatea de
Transporturi, an universitar 2008 -2009
[4]
Frățilă Gh. – „‟Calculul și construc ția automobilelor‟‟ , Editura Didactică și
Pedagogică, 1977
[5]
Marincaș, D.
– Fabricarea și repararea autovehiculelor rutiere Editura Didactică și p
edagogică, Bucure ști 1982
[6] Nicolae Bejan – Tehnologia repararii autovehiculului
[7] Marin Untaru
Calin Hilohi. Metode si mijloace de incercare a automobilelor
[8] Gheorghe
Miloiu – Transmisii cardanice Editura:Tehnica.
[9] *** – http://fordtransitdirect.co.uk ; www.mercedes -benz.co.uk ;
www.autoevolution.com ; Error! Hyperlink reference not valid. ;
www.fiatprofesional.com ; www.carfolio.com ; Error! Hyperlink
reference not
valid. ;http://www.contionline.com/generator/www/ro/ro/continental/a
utomobile/sectiuni/hidden/downloads/tyre_basic_information_ro.pdf
; http://www.michelintransport.com ; http://www.iTyre.com
[10] *** – http://www.howstuffworks.com/
[11] *** – http://www.slideshare.net/sughoshdeshmukh/design -analysis -of-univ
ersal -joint-shaft -for-rolling -mills
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 generală a autovehiculului impus prin temă 1,2,9 … 3 [624172] (ID: 624172)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.