SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOMĂ Îndrumator : Conf. dr. ing. Dănuț Gabriel MARINESCU Absolvent : Sebastian CANTU Pitești 2019… [614936]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
DEPARTAMENTUL AUTOVEHICULE ȘI TRANSPORTURI
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMĂ
Îndrumator :
Conf. dr. ing. Dănuț Gabriel MARINESCU
Absolvent: [anonimizat]
2019
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
2
Cuprins
Cuprins ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………. 2
Lista tabelelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 4
Lista figurilor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 6
TEMA DE PROIECT ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. 8
1. DINAMICA AUTOVEHICUL ULUI ȘI SOLUȚII SIMI LARE ………………………….. ……………… 9
1.1. Soluț ii de autovehicule similare ………………………….. ………………………….. ………………………. 9
1.2. Tendințe de dezvoltare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 13
1.2.1. Tendințe de dezvoltare a autoturismelor ………………………….. ………………………….. ………… 13
1.3. Organizarea transmisiei autovehiculelor ………………………….. ………………………….. ……….. 15
1.3.1. Organizarea generală a autoturismelor ………………………….. ………………………….. ………….. 15
2. CALCUL DINAMIC ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………… 17
2.1. Alegerea parametrilor principali ai autovehiculului ………………………….. …………………… 17
2.1.1. Soluția de organizare generală și amenajare in terioară ………………………….. …………………. 17
2.1.2. Dimensiunile principale ale capacității de trecere ………………………….. ……………………….. 17
2.1.3. Amenajarea interioară ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 18
2.1.4. Masa autovehiculului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 19
2.1.5. Centrul de masă. Coordonatele centrului de masă. ………………………….. ………………………. 20
2.2. Alegere a pneurilor ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 22
2.2.1. Alegerea pneurilor și determinarea razelor rotiilor ………………………….. ………………………. 22
2.3. Definirea condițiilor de autopropulsare ………………………….. ………………………….. …………. 23
2.4. Rezistențele la înaintarea autovehicolului. ………………………….. ………………………….. …….. 23
2.4.1. Rezistența la rulare ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 23
2.4.2. Rezistența la pantă ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 25
2.4.3. Rezistența aerului ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………… 27
2.4.4. Rezistența la demarare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 29
2.5. Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului ………………………….. ………………. 31
2.6. Calculul de tractiune ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 32
2.6.1. Randamentul tr ansmisiei ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 32
2.7. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului ………………………….. …………………… 33
2.7.1. Alegerea tipului motorului ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 33
2.7.2. Determinarea analitică a caracteristicii exterioare ………………………….. ……………………….. 34
2.8. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisie ………………………….. ……………. 37
2.8.1. Determina rea valorii maxime a raportului de transmitere ………………………….. …………….. 37
2.8.2. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere ………………………….. ……………… 37
2.8.3. Determinare a valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze ………. 37
2.8.4. Determinarea numărului treptelor de trepte ………………………….. ………………………….. ……. 37
2.8.5. Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze ………………………….. …………. 38
2.8.6. Calculul și construire a diagramei fierăstrău ………………………….. ………………………….. ……. 39
2.9. Studiul și determinarea performanțelor dinamice de trecere și de demarare …………… 40
2.9.1. Performa nțele dinamice ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 40
2.9.2. Caracteristica dinamică ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 46
2.9.3. Performanțele la demarare ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 47
2.9.4. Timpul și spațiul de demarare ………………………….. ………………………….. ………………………. 49
2.9.5. Timpul și spațiul de frânare ………………………….. ………………………….. …………………………. 50
3. CALCULUL ȘI CONSTRUC ȚIA AMBREIAJULUI ………………………….. ………………………….. . 53
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
3
3.1. Studiul ambreiajului și a soluțiilor similare ………………………….. ………………………….. …… 53
3.1.1. Generalități ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………. 53
3.1.2. Cerințele ambreiajului ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 55
3.1.3. Soluții constructive de ambreiaje mecanice ………………………….. ………………………….. ……. 55
3.1.4. Mecanismul de acționare a ambreiaj ului ………………………….. ………………………….. ……….. 59
3.2. Calculul ambreiajelor mecanice ………………………….. ………………………….. ……………………. 60
3.2.1. Determinarea parametrilor de bază ………………………….. ………………………….. ……………….. 60
3.2.2. Dimensionarea garniturilor de frecare ………………………….. ………………………….. …………… 62
3.2.3. Calculul părții conducătoare ………………………….. ………………………….. ………………………… 65
3.2.4. Calculul părții condus e………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 67
3.2.5. Calculul arcului diafragmă ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 71
3.2.6. Calculul mecanismului de acționare mecanică ………………………….. ………………………….. .. 75
3.2.7. Cursa de actionare a pedalei ………………………….. ………………………….. …………………………. 77
4. CALCULUL CUTIEI DE V ITEZE ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 78
4.1. Considerații generale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. 78
4.2. Calculul angrenajelor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 83
4.2.1. Dimensionarea geometrico -cinematică ………………………….. ………………………….. ………….. 83
4.3. Calculul de rezistență și verificare angrenajelor de roți dințate ………………………….. ….. 87
4.3.1. Forțele din angrenaje ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 87
4.4. Calculul arborilor și calculul secțiunilor ………………………….. ………………………….. ……….. 89
4.4.1. Determinarea schemei de încărcare a arborilor și calculul reacțiunilor ……………………….. 89
4.4.2. Dimensionarea arborilor la rez istență ………………………….. ………………………….. ……………. 90
4.4.3. Verificarea rigidității ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 93
5. PROIECTAREA PROCESUL UI TEHNOLOGIC DE FAB RICARE A PIESEI ……………… 96
5.1. Descrierea tehnica a piesei si alegerea metodei de recondiționare ………………………….. .. 96
5.2. Desenul de execuție al piesei ………………………….. ………………………….. ………………………….. 97
5.3. Fișa tehnologică de fabricare ………………………….. ………………………….. ………………………… 98
5.4. Schema procesului tehnologic ………………………….. ………………………….. ……………………….. 99
5.5. Itinerariul tehnologic ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 100
5.6. Fișa film ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………………. 101
CONCLUZIE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 104
Bibliografie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 105
Anexa 1 – Desenul autovehiculului proiectat ………………………….. ………………………….. ………………. 106
Anexa 2 – Desenul ambreiajului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 107
Anexa 3 – Desenul cutiei de viteze ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 108
Anexa 4 – Desenul de execuție al piesei ………………………….. ………………………….. ……………………….. 109
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
4
Lista tab elelor
1. Tabel 1.1. – Soluții similare ………………………….. ………………………….. ………………………… 9
2. Tabel 2.1. – Mărimile coordonatelor centrului de greutate ………………………….. …………… 21
3. Tabel 2.2. – Mărimile pneului ………………………….. ………………………….. ……………………… 22
4. Tabel 2.3. – Valorile medii ale coeficientul ui la rulare f ………………………….. ……………… 24
5. Tabel 2.4. – Rezistența și puterea la rulare ………………………….. ………………………….. ……. 25
6. Tabel 2.5. – Valori le medii și maxime ale unghiului de înclinare longitudinală a căii de
rulare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 26
7. Tabel 2.6. – Puterea necesară învingerii rezistenței la pantă ………………………….. ………… 26
8. Tabel 2.7. – Valori ale co eficientului de rezistență a aerului diferite tipuri de autovehicule
………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. 27
9. Tabel 2.8. – Rezistența și puterea aerului ………………………….. ………………………….. ……… 28
10. Tabel 2.9. – Valori ale coeficienților maselor în mișcare de rotație ………………………….. . 30
11. Tabel 2.10. – Calcul pentru caracteristica exterioară ………………………….. ………………….. 36
12. Tabel 2 .11. – Rapoarte de transmitere ………………………….. ………………………….. ………….. 38
13. Tabel 2.12. – Calculul diagramei fierăstrău ………………………….. ………………………….. …… 39
14. Tabel 2.13. – Calculul vitezelor de deplasare ………………………….. ………………………….. … 40
15. Tabel 2.14. – Calculul forțelor la roată ………………………….. ………………………….. ………… 41
16. Tabel 2.15. – Calculul puterii la roată ………………………….. ………………………….. …………… 41
17. Tabel 2.16. – Calculul pentru bilanțul de tracțiune ………………………….. ……………………… 43
18. Tabel 2.17. – Calculul pentru bilanțul de putere ………………………….. ………………………….. 45
19. Tabel 2.18. – Calculul pentru caracteristica dinamică ………………………….. …………………. 46
20. Tabel 2.19. – Calculul pentru caracteristica accelerațiilor ………………………….. ……………. 47
21. Tabel 2.20. – Inversul accelerațiilor ………………………….. ………………………….. ……………… 48
22. Tabel 2.21. – Calculul pen tru timpul și spațiul de demarare ………………………….. …………. 49
23. Tabel 2.22. – Calculul pentru spațiul de frânare ………………………….. …………………………. 50
24. Tabel 2.23. – Calculul pentru timpul de frânare ………………………….. …………………………. 51
25. Tabel 3.1. – Dimensiunile pentru garnitura de frecare aleasă din STAS 7793 -83 ………… 63
26. Tabel 3.2. – STAS 1769 -86 – Dimensi uni caneluri ………………………….. …………………….. 68
27. Tabel 3.3. – Elementele arcului diafragmă ………………………….. ………………………….. ……. 72
28. Tabel 3.4. – Date necesare pentru diagrama de elasticitate a arcului diafragmă ………….. 74
29. Tabel 4.1. – Diagrama cinematică și funcțională pentru cutia de viteze în cinci trepte …. 80
30. Tabel 4.2. – Simboluri și termeni ………………………….. ………………………….. …………………. 85
31. Tabel 4.3. – Date inițiale ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 86
32. Tabel 4.4 – Rezultate calcul parametrii ………………………….. ………………………….. …………. 87
33. Tabel 4.5. – Valori calculate pentru forțele de angrenare ………………………….. …………….. 89
34. Tabel 4.6. – Relații de calcul ………………………….. ………………………….. ……………………….. 91
35. Tabel 4.7. – Forțele din angrenaje pentru arborele primar ………………………….. ……………. 91
36. Tabel 4.8. – Momentele încovoietoare pentru arborele primar ………………………….. ……… 92
37. Tabel 4.9. – Forțele di n angrenaje pentru arborele secundar ………………………….. ………… 92
38. Tabel 4.10. – Momentele încovoietoare pentru arborele secundar ………………………….. … 92
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
5
39. Tabel 4.11. – Relații pentru calculul deformațiilor arborilor solicitați la î ncovoiere …….. 94
40. Tabel 4.12. – Săgețile pentru arborele primar ………………………….. ………………………….. … 94
41. Tabel 4.13. – Săgețile pentru arborele secundar ………………………….. …………………………. 95
42. Tabel 5.1. – Fișa tehnologică de fabricare ………………………….. ………………………….. …….. 98
43. Tabel 5.2. – Fișa film ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 101
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
6
Lista figurilor
1. Figura 1.1. – Lungimea autovehiculelor ………………………….. ………………………….. ……….. 10
2. Figura 1.2. – Lățimea autovehiculelor ………………………….. ………………………….. ………….. 10
3. Figura 1.3. – Ecartamentul față al autovehiculelor ………………………….. …………………….. 11
4. Figura 1.4. – Ecartamentul spate al autovehiculelor ………………………….. …………………… 11
5. Figura 1.5. – Ampatament ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 12
6. Figura 1.6. – Înălțimea autovehiculelor ………………………….. ………………………….. ………… 12
7. Figura 1.7. – Organizarea transmisiei autoturismelor, s oluția ”totul față” ………………….. 16
8. Figura 2.1. – Dimensiunile principale ale autovehiculului ………………………….. …………… 18
9. Figura 2.2. – Amenajarea interioară ………………………….. ………………………….. ……………… 19
10. Figura 2.3. – Dimensiunile principale ale anvelopei ………………………….. ……………………. 22
11. Figura 2.4. – Distribuția pres iunii în suprafața de contact ………………………….. ……………. 24
12. Figura 2.5. – Rezistența la pantă Rp ………………………….. ………………………….. ……………… 26
13. Figura 2.6. – Forța necesară învingerii rezistenței aerului ………………………….. ……………. 29
14. Figura 2.7. – Valori recomandate pentru randamentul transmisiei ………………………….. … 33
15. Figura 2.8. – Caracteristica exterioară ………………………….. ………………………….. ………….. 36
16. Figura 2.9 . – Diagrama fierăstrău ………………………….. ………………………….. ………………… 39
17. Figura 2.10. – Caracteristica forței la roată ………………………….. ………………………….. ……. 42
18. Figura 2.11. – Caracteristica puterilor la roată ………………………….. ………………………….. .. 43
19. Figura 2.12. – Bilanțul de tracțiune ………………………….. ………………………….. ………………. 44
20. Figura 2.13. – Bilanțul de putere ………………………….. ………………………….. ………………….. 45
21. Figura 2.14. – Caracteristica dinamică ………………………….. ………………………….. ………….. 46
22. Figura 2. 15. – Caracteristica accelerațiilor ………………………….. ………………………….. ……. 48
23. Figura 2.16. – Timpul de demarare ………………………….. ………………………….. ………………. 49
24. Figura 2.17. – Spațiul de demarare ………………………….. ………………………….. ………………. 50
25. Figura 2.18. – Spațiul de frânare ………………………….. ………………………….. ………………….. 51
26. Figura 2.19. – Timpul de frânare ………………………….. ………………………….. …………………. 52
27. Figura 3.1. – Dispunerea ambreiajului în echipamentul de propulsie …………………………. 53
28. Figura 3.2. – Compunerea generală a ambreiajului ………………………….. …………………….. 54
29. Figura 3.3. – Schemele de organizare constructivă a ambreiajelor mecanice cu arcuri … 57
30. Figura 3.4. – Construcția ambreiajului cu arc diafragmă ”apăsat” ………………………….. … 58
31. Figura 3.5. – Construcția ambreiajului cu arc di afragmă ”tras” ………………………….. …….. 59
32. Figura 3.6. – Garni tura de frecare a ambreiajului ………………………….. ……………………….. 62
33. Figura 3.7. – Dimensionarea discului de presiune ………………………….. ………………………. 65
34. Figura 3.8. – Soluții de fixare între discul de presiune și carcasa ambreiajului ……………. 66
35. Figura 3.9. – Arborele ambreiajului ………………………….. ………………………….. ……………… 67
36. Figura 3.1 0. – Construcția arcului diafragmă ………………………….. ………………………….. …. 71
37. Figura 3.11. – Schema pentru calculul deformațiilor ………………………….. …………………… 73
38. Figura 3.12. – Caracteristica de elasticitate a arcului diafragmă ………………………….. …… 75
39. Figura 3.13. – Schema de acționare mecanică a ambreiajului ………………………….. ………. 76
40. Figura 4.1. – Schema cinematică a cutiei de viteze cu doi arbori ………………………….. ….. 80
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
7
41. Figura 4.2. – Lanțurile cinematice ale treptelor de viteză, treapta I și II …………………….. 82
42. Figura 4.3. – Lanțurile cinematice ale treptelor de viteză, treapta III și IV …………………. 82
43. Figura 4.4. – Lanțurile cinematice ale treptelor de viteză, treapta V și mers înapoi ……… 83
44. Figura 4.5. – Forțele din roțile dințate cilindrice de tip cu dantură înclinată ……………….. 88
45. Figura 4.6. – Schița de încărcare a arborilor din cutia de viteze ………………………….. ……. 90
46. Figura 5.1. – Schema procesului tehnologic ………………………….. ………………………….. ….. 99
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
8
TEMA D E PROIECT
Să se proiecteze un autoturism cu următoarele caracteristici principale:
– Viteza maximă 180 km/h;
– Capacitatea de încărcare 550 kg;
– 5 locuri;
– Panta maximă 2 2⁰.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
9
1. DINAMICA AUTOVEHICULULUI ȘI SOLUȚII SIMILARE
1.1. Solu ții de autoveh icule similar e
În vederea realizării unei comparații referitoare la detaliile cât mai diferite dar și cât mai
reale cu privire la dezvoltarea autoturismelor având specificația impusă în tema de proiectare
respectiv: nr de locuri: 5, viteza maxima: 1 80 km/ h; s-a realizat tabelul următor în care au fost
actualizați parametrii principali de construcție pentru câteva autoturisme de acest tip, existente deja
pe piață și în exploatare.
Tabelul 1.1
Soluții similare
Nr. Crt. Marca si
modelul Cilindree
[cm³] Puterea
[CP la
rot/min] Moment
motor [Nm
la rot/mn] Ampatament
[mm]
1 Dacia Duster 1598 105/5750 148/3750 2673
2 Suzuki Grand
Vitara 1586 106/590 145/4100 2440
3 Ford Kuga 1596 150/5700 240/4000 2690
4 Nissan Qashqai 1598 117/6000 158/4400 2765
5 Volkswagen T –
Roc 999 116/5500 200/3500 2590
6 Subaru XV 1600 114/5600 150/4000 2635
7 Skoda Kodiaq 1395 125/6000 200/4000 2791
8 Renault Captur 1199 120/4900 190/2000 2606
9 Renault Kadjar 1197 130/5500 205/2000 2646
10 Opel Mokk a 1598 115/6000 155/4000 2555
11 Mitsubishi ASX 1590 115/6000 154/4000 2670
1450,5
2641,9
Ecartament
fata [mm] Ecartament
spate [mm] Lungime
[mm] Latime
[mm] Inaltime
[mm] Msasa
totala
[kg] Viteza
maxima
[km/h] Consum
mediu
[L/100 km]
1560 1567 4315 1822 1625 1800 160 8
1540 1570 4035 1810 1695 1830 160 8,2
1563 1565 4524 1838 1702 2100 195 6,6
1540 1550 4541 1780 1645 2072 180 6,6
1546 1541 4234 1819 1573 1780 187 5,1
1525 1525 4450 1780 1570 1905 175 6,3
1586 1576 4697 1882 1655 2175 190 6
1531 1516 4122 1778 1566 1725 192 5,4
1556 1542 4449 1836 1607 1865 192 5,8
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
10
a)Lungimea autovehiculului , determinat ă de distanța dintre două plane verticale,
perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie și tangente în polii opuși ai automobilului din față
și din spate. L=4358 mm.
Fig. 1.1. Lungimea autovehiculelor
b)Lățimea automobilului , este distanța dintre do uă plane paralele cu pla nul longitudinal de
simetrie, tangente la punctele extreme de o parte și de alta a automobilului. l=1797 mm.
Fig. 1.2. Lățimea autovehiculelor 4358,2
3600380040004200440046004800Lungime [mm]
1797,5
150015501600165017001750180018501900Lățim e [mm]1540 1540 4278 1658 1777 1960 170 6,5
1525 1535 4295 1770 1615 1870 183 6
1546,5 1547,9 4358,2 1797,5 1639,1 1916,5 180,4 6,4
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
11
c)Ecartamentul față reprezintă distanța dintre planele mediane ale roților punții față și spate.
Ef=1546 mm, Es=1547 mm.
Fig. 1.3. Ecartamentul față al autovehiculelor
Fig. 1.4. Ecartamentul spate al autovehiculelor
1546,5
149015001510152015301540155015601570158015901600Ecartament față [mm]
1547,9
148014901500151015201530154015501560157015801590Ecartament spate [mm]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
12
d)Ampatamentul este distanța dintre axele geometrice ale punților automobilului și este
orientată spre valoarea aleasă ca medie, cu mici abateri de la aceasta pentru fiecare model în parte.
A=2642 mm
Fig. 1.5 . Ampatament
e)Înălțimea , automobilului este distanța dintr e planul de bază și un plan orizontal, paralel cu
planul de bază și tangent în partea superioară a autom obilului. H=1639 mm.
Fig. 1.6. Înălțimea autovehiculelor
2641,9
22002300240025002600270028002900Ampatament [mm]
1639,1
14501500155016001650170017501800Înălțimea [mm]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
13
1.2. Tendin țe de dezvoltare
Pentru realizarea unui nou autoturism sau îmbunătățirea performanței unuia deja existent,
tendințele de dezvoltare vor avea în vedere imaginea de ansamblu cu privire la or ientarea general
referitoare la modul de organizare a familiei de autovehicule din ca re face parte, fiind deja studiate ,
amenajarea interioara , modul de dispunere a motorul ui, construc ția sistemelor și a instala țiilor
auxiliare , organizarea și tipul transm isiei, etc.
1.2.1. Tendin țe de dezvoltare a autoturismelor
Definite ca fiind autovehicule pentru transportul de personae cu o capacitate maximă de 8
locuri, autoturismele au fost încă din cele mai vechi timpuri și până astăzi în atenția cumpărătorilor
datorită necesității implicării acestora din ce în ce mai inten se în viața cotidiană. Urmărindu -se
permanent îmbunătățirea performanțelor autoturismelor, se are în vedere implicit perfecționarea și
modernizarea construcției în ansamblu a acestora, dar și a elementelor componente. Astfel, când
vorbim despre tendințele de dezvoltare se urmărește de fapt îmbunătățirea performanțelor de
economicitate. Nu în ultimul rând, este de menționat și criteriile ecologice și ergonomice. Astfel,
urmărindu -se îmbunătățire a în diferite domenii, acestea se extend cuprinzând atât autotur ismul
văzut ca ansamblu, cât și fiecare parte component cătându -se și aplicându -se cele mai modern și
eficiente soluții în vederea obținerii unei îmbunătățiri optime, sau chiar o schimbare.
Prin urmare, o atenție deosebită se acordă motoarelor autoturism elor, urmărindu -se mai
multe direcții de dezvoltare: în primul rând reducerea costurilor de fabricație , a consumului de
combustibil, mărirea puterii, reducerea noxelor din gazelle evacuate. Se merge până la realizarea
unor noi motoare cât mai compacte, mai ecologice și mai fiabile.
Tot mai des se întâlnește folosirea f olosirea supraalimentarii prin diferite procedee la
motoarele autoturismelor, procedee ce asigură creșterea puterii și a momen tului motor maxim
scăzându -se turațiile corespunzătoare și consu mul de combustibil. Eforturi considerabile se fac și în
present și pentru reducerea emisiei de gaze nocive, folosindu -se dispositive de purificare a gazelor
de evacuare, fie catalizatori.
Obiectul unor continue cercetări l -a constituit și încă îl consituie transmisia
autoturismelor , propunându -se soluții constructive ce urmăresc o corelare cât mai bună între
momentul motor active și momentul motor rezistent, sporirea siguranței și a confort ului la condus,
reducerea consumului de combustibil. Din ce în ce mai mult, pe lângă transmisiile mecanice clasice,
se folosesc și alte tipuri de transmisii cum ar fi cele cu variație continua a raportului de transmitere,
cele automate și nu în ultimul rân d, cele electrice.
În vederea îmbunătățirii performanțelor de dinamicitate și economicitate la transmisiile
mecanice ale autoturismelor, și -au făcut apariția, fiind din ce în ce mai răspândite cutiile de viteze
cu cinci sau șase trepte de mers înainte. D e obicei, ultima treaptă având raportul de transmitere
subunitar, reprezintă treapta economică, aceasta conducând la reducerea cosnumului de combustibil
în momentul în care este cuplată, prin micșorarea turației motorului, respectiv aducerea acestuia în
zona economică a turației.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
14
Mai nou apărute, cutiile de viteze secvențiale optimizează procesul de cuplare a treptelor de
viteză, construcția și funcționarea acestora sporind totodată confortul de conducere și îmbunătățind
siguranța în deplasare. Din cauza co stului ridicat al fabricatiei dar si al consumului mare de
combustibil, transmisia automata inregistreaza progrese mai lente comparativ cu transmisia
clasica./ comparativ cu transmisia clasica transmisia automata inregistreaza progrese mai le nte din
cauza costului ridicat al fabricatiei dar si al consumului mare de combustibil, Se remarca totusi
introducerea microprocesoarelor de bord, care, alaturi de functionarea motorului, a directiei, a
franelor, a suspensiei,etc gestioneaza functionarea transmisiei automate. Referitor la performantele
atinse de cele mai recente transmisii automate avand comanda electronica, cu 5 sau 6 trepte de mers
inainte se observa faptul ca acestea tind sa reduca sau chiar sa elimine dezavantajele
inregistrate comp arativ cu tr ansmisiile mecanice, clasice, neautomate, cu privire la consumul de
combustibil si dinamicitate. Astfel, se observa faptul ca prin abordarea unor regiuni de conducere
economice sau sportive se asigură autoturismelor atingerea performanțelor de e conomicitate și
dinamicitate asemănătoare cu cele atinse prin folosirea transmisiilor clasice.
Transmisia cu varia ție continu ă a raportu lui de transmitere -CVT -(Continously Variable
Transmission) este întâlnită din ce în ce mai des la autoturismele de clas ă mic ă și medie datorită
rapoartelor de transmitere care în mod continuu se modifică și se adaptează automat în funcție de
modificarea re zistențelor la înaintare ale automobilului.
Suspensia automobilului este construită astfel încât să asigure confortul pasagerilor și să
protejeze încărcătura și implicit celelalte părți componente ale mașinii de posibilele șocuri, oscilații
sau trepidații dăunătoare ce pot apărea din cauza neregularităților drumului. Legătura elastică dintre
cadru, caroserie și punte sau direct cu roțile automobilului se realizează și de către suspensie care
prin elementele sale elastice – amortizoare, stabilizatoare, elem ente de ghidare – are rolul de a
reduce sarcina dinamică ce rezultă în urma parcurgerii unui drum cu neregularități. Pr in urmare,
datorită acestor componente, oscilațiile caroseriei vor fi suportabile din punctul de vedere al
pasagerilor, iar în ceea ce pr ivește marfa, aceasta nu va suferi daune în timpul transportului.
Sistemul de frânare este în mod constant îmbunătățit și generalizat prin sistemul de frânare
cu dublu circuit. Pentru autoturisme există mai multe tipuri de frânare: frâne disc, mix te, adică disc
la roțile din față și tambur la roțile din spate. Frânele autoreglabile sunt cel e care distribuie în mod
egal forțele de frânare către punțile automobilului, ținând cont de încărcarea dinamică. Aceste tipuri
de frână sunt capabile să compens eze uzura normal a limitatoarelor de frânare și a garniturilor de
fricțiune, astfel că sunt sup use generalizării.
Sistemele de fr ânare cu control electronic, a șa numitele ABS ( Anty Blocking System ), care
au rolul de a bloca ro țile în situațiile de frânare intensiv ă și permit totodată păstrarea controlului
automobilului în orice moment , cunosc o larg ă generalizare . Indicatoarele de uzur ă a garniturilor de
frână, servomecanismele de ac ționare a fr ânelor, comandate de instala ții specific și frânele
autoreglabile se generalizeaz ă astfel.
Sistemul de direcție constă în soluții practice legate de tipul de suspensie folosit corelat
fiind cu cinematica roților de direcție. Printre tendințele actuale se remarcă :
– Sporirea gradului de comoditat e, confort și a siguranței de deplasare datorate folosirii unor
mecanisme serv o și respective a unor volane și axe volane rabatabile sau telescopice;
– Dimensionarea efectului r eacțiilor inverse și anume de la roată spre volan
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
15
– Extinderea utilizării servodi recțiilor la autoturisme de c lasă mai mica
Caroseria este integral autoportant ă. Cercetarile și încerc ările efectuate de-a lungul timpului
au condus la confecționarea unor caroserii care au coeficien ți aerodinamici tot mai cobor âți. Un
factor v ital în ameliorarea ținutei pe drum este r igiditatea caroseriei și a beneficia t de îmbunătățiri,
utilizând oțel de înaltă rezisten ță, având o limit ă de elasticitate ridicat ă. Pentru a reduce greutatea
proprie, s -au luat m ăsuri prin înlocuirea tot mai inten să a pieselor din metal cu cele din material
plastic. Securitatea activă și pasivă pentru pasageri și pietoni a beneficiat de îmbunătățiri
permanente. Mai mult decât atât, conducătorului auto i s -au oferit condiții din ce în ce mai
favorabile în ceea ce pr ivește accesul la informații despre starea, comportarea, sau funcțion area
componentelor autoturismului. Caroseriile au fost insonorizate, ceea ce a permis reducerea
zgomotului la un nivel tot mai scazut. S -au generalizat caroseriile cu doua sau trei volume , in
functie de modelul autoturismului.
Pentru pneuri , în vederea m icșorării energiei absorbite în timpul rulajului, a amortiz ării
șocurilor, a cre șterii siguran ței și duratei în exploatare, se folosesc noi re țete la fabricarea
anvelopelor și came relor de aer, se utilizeaz ă diferite profiluri pentru banda de rulare, se încearc ă
folosirea unor pneuri f ără aer în interior sau a unor pneuri f ără camer ă de aer.
Aparatura de bord folose ște tot mai mult circuite integrate cu afisaj numeric, sch ematic,
grafic sau sub forma de diagrame, folosind tehnica fluorescen ței în vid sau aceea cu cristale lichide,
care prezint ă un grad ridicat de fiabilitate. Aparatura electronic ă, asistat ă de calculator,
supravegheaz ă și informeaz ă permanent conduc ătorul d espre diferi ți parametri necesari conducerii
în siguran ță, informeaza asupra func ționării organelor în mi șcare, urm ărește atingerea unor limite
maxime de uzur ă, indic ă consumul instantaneu și rezerva de combustibil etc.
1.3. Organizarea transmisiei autovehicul elor
Transmisia automobilelor este organizat ă în diverse variante constructive, care depind de
destina ția automobilului, de locul și modul de dispunere a motorului și a puntilor motoare, de
numărul acestora, de dimensiunile geometrice ale caros eriei și ale automobilului.
Compunerea și dispunerea p ărților componente ale transmisiei este rezultatul unui proces
complex de analiz ă a calit ăților de trac țiune și a capacit ății de trecere ale automobilului, care s ă
corespund ă destina ției sale. Modul de organizare a transmisiei inf luențează caracteristicile de
deplasare ale automobilului și condi ționeaza posibilit ățile de amplasare a celorlalte componete ale
acestuia.
1.3.1. Organizarea general ă a autoturismelor
În cazul autoturismelo r dispunerea echipamentului de trac țiune este realizat ă în trei
variante constructive, dup ă cum urmeaz ă:
a) solu ția „clasic ă” – cu motorul în față si puntea motoare în spate;
b) solutia „totul -față”- cu motorul și puntea motoare în față;
c) solutia „totul -spate” – cu moto rul și puntea motoare în spate.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
16
Soluția “ totul -față”, se întâlnește la autoturismele de concep ție modern ă; ea permite cea mai
bună utilizare a volumului total al caroseriei, asigur ând totodat ă, fără soluții constructive speciale, o
foarte bună maniabilitate și stabilitate pe traiectorie, datorit ă comportamentului constructiv
subvirator care este autostabilizant pe traiectorie rectilinie. Raportul dintre volumul util și volumul
total al autoturi smului are valoarea cea mai ridicat ă la aceasta solu ție. Amplasarea motorului se
poate face:
a) longitudinal deasupra pun ții din fa ță, situa ție în care se realizeaz ă o reparti ție judicioas ă a sarcinii
între ro ți și o bun ă accesibilitate la motor;
b) tra nsvers al, c ând se asigur ă construc ții compacte pentru autoturismele de lungime mic ă,
obținându-se un spa țiu pentru pasageri c ât mai mare, la acela și ampatament;
c) central, l ângă diferen țial, c ând se reduce înălțimea capotei și se mareste distan ța dintre roțile fa ță.
Avantajele solutiei “totul -fata” sunt:
– legături simple și scurte între organele de comand ă și grupul motor – transmisie;
– permite realizarea unui portbagaj spa țios;
– pericolul de incendiu este redus, rez ervorul de combustibil fiind montat, în general, pe
consola din spate;
– sistemul de r ăcire este simplificat, asem ănător ca la solu ția clasic ă;
– efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor, deoarece energia de im pact
este absorbit ă de grupul motor – transmisie;
– stabilitate ridicat ă în viraj.
Dezavantajele soluției „totul –față” sunt urmatoarele:
– se mic șoreaza greutatea aderent ă ce revine pun ții motoare la urcarea rampelor;
– soluții constructive complexe pentru puntea față, care este punte motoare și directoare;
– motorul și transmisia sunt expuse la lovituri frontale;
– pneurile din fa ță se uzeaza mai rapid dec ât cele din spate.
Fig. 1 .7. Organizarea transmisiei autoturismelor dup ă soluția “totul -față”
Tabacu, Ș., Tabacu I., Macarie, T., Neagu, E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de proiectare,
Ed. Universității din Pitești, 200 9
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
17
2. CALCUL DINAMIC
2.1. Alegerea parametrilor principali ai a utovehiculului
2.1.1. Solu ția de organizare general ă și amenajare interioar ă
Amenjarea interioar ă a autovehiculelor trebuie să asigure pasagerilor acele condi ții care s ă le
creeze efectiv convingerea c ă automobilul este “a doua cas ă”, că aici în auto mobil, au tot ce le
trebuie ca s ă se deplaseze cu maximum de confort și de siguran ță. Ușurința de conducere
și confortul asigurat conduc ătorului autovehiculului joac ă un rol d eosebit în asigurarea
randamentului muncii sale și al cre șterii gradului de conce ntrare la condi țiile de trafic, fapt ce
conduce la cre șterea sigurantei în deplasare.
În cazul autoturismelor și autobuzelor turistice, confortul oferit pasagerilor reprezint ă o
caracteristica func ționala important ă, având în vedere timpul petre cut în aceste autovehicule.
Folosirea tot mai accentuat ă în construc ția autovehiculelor a sistemlor electronice de
comand ă și control, a servomecanismelor sau a sistemelor automate a condus, pe de o parte, la
micșorarea efortului fizic depus de conduc ător pentru realizarea mi șcărilor necesare a fi executate,
iar pe de alta parte, la cre șterea siguran ței în deplasare, prin îmbun ătățirea reac țiilor conduc ătorului
și luarea acelor decizii de optimizare a tuturor regimurilor de deplasare a autovehicu lului. În mod
uzual, u șurința de conducere se consider ă a fi asigurat ă de geometria dispunerii scaunului
conduc ătorului în raport cu comenzile și alte elemente ale a utomobilului, de marimea eforturilor
la comenzi, de vizibilitatea drumului.
Confo rtul este asigurat de calit ățile scaunului, ca element izolator la vibra ții și susținător al
corpului cu presiunea optim ă, de nivelul zgomotului int erior, de etanșarea caroseriei la gazele de
evacuare, praf și apă. Dimensiunile și forma caroseriilor autotu rismelor se aleg în func ție de modul
în care sunt amplasate motorul, organele transmisiei și portbagajul. Dimensiunile interioare ale
caroseri ei unui autoturism influen țeaza comoditatea călătoriei pasagerilor și capacitatea de a
transporta diferite încărcături, toate acestea trebuind realizate pe fondul unei rezisten țe sporite a
caroseriei, estetica și aerodinamica formei, la un pre ț acceptabil.
În cazul autoturismelor , cabina pentru pasageri este amplasata la mijloc întotdeauna, pentru
ca ace știa să fie cât mai bine proteja ți contra accident ării. Caroseria de securitate se ob ține prin
următoarele m ăsuri: rigidizarea construc ției fără reducerea vizibilit ății, folosirea unor tapiserii de
grosime mare pe tavan și pereții laterali, montarea unor m ânere pentru u și fără proeminen țe,
folosirea coloanei de direc ție telescopice, montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei
geamul s ă sară în afar ă.
2.1.2. Dimensiunile principale ale capacităț ii de trecere
Dimensiunile principale se defin esc în condi ția de repaus a autovehiculului, planul s ău de
sprijin este orizontal, ro țile au direc ția corespunz ătoare mersului rectiliniu și presiunea interioara a
aerului din pneu este cea indicat ă de fabricant.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
18
Fig. 2.1. Dimensiunile principale ale aut ovehiculului
Broșură Dacia Duster 2010
• Lungimea – 4358, 2 mm, reprezint ă distan ța dintre dou ă plane perpendiculare pe planul
longitudinal de simetrie al autovehicolului și tangente la acesta în punctele extreme din
față și din spate, toate elementele din f ață și din spate sunt incluse în aceste două plane.
• Lățimea – 1797,5 mm, este d istan ța dintre două plane paralele cu planul longitudinal de
simetrie al vehiculului, tangente la acesta de o parte s i de alta. Toate organele laterale ale
vehiculului fixate r igid cu except ia oglinzil or retrivizoare, sunt cuprinse în aceste plane.
• Înălțimea – 1639,1 mm, reprezint ă distan ța dintre planul de sprijin și un plan orizontal
tangent la partea ce a mai de sus a vehiculului preg ătit de plecare în cursă, f ără
încărcătura utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise.
• Ampatamentul – 2641 ,9 mm, distan ța între perpendicularele cobor âte pe planul
longitudinal de simetrie al vehiculului.
• Ecartament fa ță/spate – 1546,5/1547,9 mm, reprezinta distan ța dintre centrele petelor
de contact al pneurilor cu solul.
2.1.3. Amenajarea interioar ă
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
19
Amenajarea interioară a caroseriei depinde de dimensiunile ce trebuie respectate în vederea
asigurării comfortului și siguranț ei pasagerilor.
Fig. 2. 2. Amenajarea interioar ă
Broșură Dacia Duster 2010
2.1.4. Masa autovehiculului
Unul dintre parametrii principali în construc ția unui autovehicul este masa autovehicolului
(ma) și este suma dintre masa util ă (mu) și masa proprie (m o).
• ma = m u + m o
2.1.4.1. Masa utilă
Este o caracteristic ă constructiv ă a autovehicolului și arat ă posibilit ățiile de utilizare ale
acestuia. Masa util ă este determinata de capacitatea de încărcare a autovehiculului, prev ăzută prin
tema de proiectare sau adoptata func ție de tipul autovehiculului, în concordan ță cu ca pacitatea de
încărcare a tipurilor s imilare de autovehicule.
Pentru autoturisme, mu = 75 · N + m b = 550 [kg]
unde: N – nr de locuri din autoturism
Mb- masa bagajului
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
20
2.1.4.2. Masa proprie
Este su ma tuturor ma selor sistemelor și subsistemelor componente c ând autovehicolul se
află în stare de utilizare.
Pe baza solu țiilor similare , masa proprie a auto turismului proiectat are urm ătoarea valoare:
mo = 1366 ,5 [kg]
În urma cunoa șterii valorilor ma i sus men ționate , masa auto turismului va fi:
ma = m u + m o =1916,5 [kg]
Cunosc ând valorile acestor mase se pot calcula:
– greutatea proprie a auto turismului : Go = 9,81·mo => Go = 13405, 365 [N]
– greutatea total ă a auto turismului : Ga = 9,81·ma => Ga = 18800, 865 [N]
– greutatea util ă: Gu = 9,81·mu => Gu = 5395, 5 [N]
unde acceleratia gravita țional ă a fost considerat ă având o valoare de 9, 81 m/s2
2.1.5. Centrul de mas ă. Coordonatele centrului de mas ă.
Centrul de greutate sau centrul de mas ă al autovehicolului este punctul în care este aplicat ă
masa autoveh icolului și este situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinal ă de simetrie a
autovehicolului. Greutatea autovehicolului se consider a aplicat ă în centrul de greutate.
Pentru aflarea pozi ției centrului de mas ă vom folosi coordonatele longitudinale a, b, h g
conform STAS 6926/2 -78.
Exist ă mai multe metode pentr u aflarea centrului de mas ă:
• Folosirea de valori în func ție de valorile coordonatel or centrului de mas ă al autovehicolelor
luate în calcul în studiu l soluțiilor similare.
• Utilizarea valorilor medii ce se reg asesc în literatura de specialitate.
• Determinarea analitic ă a coordonatelor centrului de masă
Vom utiliza valori medii conf orm datelor reg ăsite în literatura de specialitate, după cum
urmeaz a în tabelul 2.1.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
21
Tabelul 2.1.
Mărimile coordonatelor centrului de greutate
Parametrul Starea Tipul autovehiculului
Autoturism Autobuz Autocamion Autotractor
La
Gol 0,45–0,54 0,5–0, 65 0,46–0,55 0,61 – 0,67
Încărcat 0,49–0,55 0,5–0,68 0,6–0,75
Lhg
Gol 0,16–0,26 – 0,21–0,268 0,31 – 0,4
Încărcat 0,165 –0,26 0,23-0,285 0,3–0,38
Tabacu, Ș., Tabacu I., Macarie, T., Neagu, E., Dinamica autovehi culelor – Îndrumar de proiectare,
Ed. Universității din Pitești, 2004 , pagina 31
Având în vedere cele men ționate anterior vom utiliza urm ătoarele:
a/L = 0, 4889 => a = 0, 4889 · L => a = 0, 4889 · 2,6419 = 1,2918 m
b = L – a = 2,6419 – 1,2918 = 1,3501 m => b / L = 1,3501 / 2,6419 = 0,5110
hg/L = 0, 2010 => h g= 0,2010 · L => h g = 0,2010 · 2,6419 = 0,5312 m
Pe baza informa țiilor de mai sus și ținând cont de faptul c ă masa autovehic ulului se transmite
prin intermediul pun ților, se va calcula masa ce revine fiec ărei pun ți astfel:
m1 = b/L · ma = 0,5110 · 1916,5 = 979,3315 kg
m2 = a/L·m a = 0,4889 · 1916,5 = 936,9768 kg
Conform acestor date , greut ățile ce revin pun ților autovehicolului sunt:
G1 = b/L · Ga = 0,5110 · 18800,865 = 9607,24 20 N
G2 = a/L · Ga = 0,4889 · 18800,865 = 9191,7428 N
Masa unui pneu se calculeaza în funcție de masa ce revine fiec ărei pun ți astfel:
▪ Pneurile pu nții față:
mp1 = m 1 / 2 = 979,3315 / 2 = 489,6657 kg
▪ Pneurile pun ții spate:
mp2 = m 2 / 2 = 936,9768 / 2 = 468,4884 kg
Astfel greut ățiile ce revin pneurilor sunt:
▪ Pentru pneurile pun ții față:
Gp1 = G 1 / 2 = 9607,2420 / 2 = 4803,6210 N
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
22
▪ Pentru pneurile pun ții spate :
Gp2 = G 2 / 2 =9191,7428 / 2 = 4595,8714
2.2. Alegerea pneurilor
2.2.1. Alegerea pneur ilor și determinarea razelor rot iilor
Pneul este format din anvelopa și camera de aer și reprezint ă partea elastic ă a roții.
Pentru aflarea tipului de pneu ce va fi folosit la autoturismul proiectat se va avea în vedere
următoarele: greut ățile ce revin ro ților din fa ță și din spate, satisfacer ea de viteza maxima , tipul
autoturismului și dimensiu nile pneurior utilizare la solu țiile similare.
În fig. 2.3. au fost notate cu:
o D – diam etrul exterior al anvelopei
o d – diametrul interior al anvelopei
o H – înalțimea profilului
o B – lățimea profilului
o D = d+2·H
o rr = λ·r 0
unde λ = 0,9 3…..0, 935
adopt λ = 0,93
Lr = circumferin ța de rulare
Lr = 2π·r r
Fig. 2.3. Dimensiunile
principale ale anvelopei
Tabacu, Ș. , ș.a. Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de proiectare, Ed. Universității din Pitești,
2004 , pagina 35
Pneul ce urmează a fi folosit la auto turismul proiectat va fi 215/60 R16, este aliniat
recomandărior anteri oare și are următoar ele caracteristici:
Tabel 2.2.
Mărimile pneului
Balonajul [mm] 215
Diametrul interior [mm] 407
Diametrul exterior [mm] 665
𝛌 (0,93 -0,935) 0.933
rr [mm] 311
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
23
60=100𝐻
𝐵=100𝐻
215=0,4651 𝐻
H=60
0,4651=129 𝑚𝑚
D = d + 2H = 407 + 2 ∙ 129 = 665 mm
𝑟0=𝑟𝑛=𝐷
2=665
2=333 𝑚𝑚
𝑟𝑟= 𝑟0∙ 𝛌=333 ∙0,933 =311 mm
2.3. Definirea condi țiilor de autopropulsare
Definirea condițiilor de autopropulsare preced calculul de tracțiune al autovehicolului și
împreună condi ționează performanțele acestuia.
Pentru a îndeplini anumite reguli elementare constructive trebuiesc cunoscute influiențele
exterioare ce se opun înai ntării autovehicolului în condițiile de perforanță cerute in funcție de
dinamicitate, consumul de combust ibil, siguranț ă și confort.
2.4. Rezistențele la înaintarea autovehicolului.
2.4.1. Rezistența la rulare
Rezistența la rulare (R r) este o forță ce acționează în sens opus deplasării autovehic ulului și
este o forță cu caracter permanent. Această forța consumă o part e din energia transmisă de motor la
roțiile motoare.
Apariția acestei forțe este datorată urm ătorilor factori: frecarea dintre pneu și calea de rulare,
efectele de ventuză produs de profilele cu contur închis de pe banda de rulare, întrepătrunderea
dintre elementele pneului și microneregularitățiile căi de rulare, frecările interioare din pneu,
deformarea suprafeței căii de rulare, viteza de depla sare a automobilului, presiunea interioară a
aerului din pneu, deformarea cu histerezis a pneului.
Pentru proie ctarea autovehicolului, rezisența la rulare (R r) este luată în considerare prin
coeficientul rezistenței la rulare notat cu f și definit de r elația:
f=𝑅𝑟
𝐺𝑎 𝑐𝑜𝑠𝛼
Rr – rezistența la rulare
Ga cosα – componenta normală pe calea de rulare a greutăț ii autovehicolului.
Avănd în vedere că rularea pneului pe drum constă într -o succesiune continuă de comprimări
și destinderi ale elementelor de pneu și faptul că pneul nu este perfect elastic, se înțelege că energia
consumată la comprimare este mai mare si cea recuperată la destindere este mai mică, iar diferența
dintre ele se manifesta prin încălzirea pneului (f enomenul de histerezis) și prin ap ariția unei forțe
rezistente care se opune rulării acestuia.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
24
Fig 2.4. Distribuția presiunii în suprafața de conctact
În tabelul 2.3. se regăsesc valorile m edii ale coeficientului rezistenței la frecare f în funcție de
difreite categorii de drumuri:
Tabelul 2.3.
Valorile medii ale coeficientului la rulare f
Natura căii Starea căii Valorile coeficientului f
Șosea de asfalt sau
beton Bună 0,013 – 0,018
satisfăcătoare 0,018 – 0,020
Șosea pietruită Bună 0,020 – 0,025
Șosea pavată stare bună 0,025 – 0,030
cu hârtoape 0,035 – 0,050
Drum de pământ uscată -bătătorită 0,025 – 0,035
după ploaie 0,050 – 0,150
desfundat 0,10 – 0,25
Drum cu gheață – 0,015 – 0,03
Drum de zăpadă bătătorită 0,03 – 0,05
Tabacu, Ș. , ș.a. Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de proiectare, Ed. Universității din Pitești,
2004 , pagina 41
Astfel, cunoscând valoarea coeficientului d e rulare f se poate calcula valoarea rezistenței la
rulare cu relația:
Rr=f·G a·cosα [N]
Pentru autoturismul proiectat adoptăm:
f = 0,02 ; Ga = 18801,3109 [N] ; α = 2 2o => R r=0,02·18801,3109 · cos22
=> Rr =376,026 [N]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
25
Tabelul 2.4.
Rezistența și putere a la rulare
f Ga V
[km/h] V [m/s] α [rad] α [˚] Rr [N] Pr
[kW]
0,02 18801,31091 0 0,00 0,000 0 376,026 0,000
0,02 18801,31091 10 2,78 0,017 1 376,026 1,045
0,02 18801,31091 20 5,56 0,035 2 376,026 2,089
0,02 18801,31091 30 8,33 0,052 3 376,026 3,134
0,02 18801,31091 40 11,11 0,087 5 376,026 4,178
0,02 18801,31091 50 13,89 0,122 7 376,026 5,223
0,02 18801,31091 60 16,67 0,157 9 376,026 6,267
0,02 18801,31091 70 19,44 0,174 10 376,026 7,312
0,02 18801,31091 80 22,22 0,192 11 376,026 8,356
0,02 18801,31091 90 25,00 0,209 12 376,026 9,401
0,02 18801,31091 100 27,78 0,227 13 376,026 10,445
0,02 18801,31091 110 30,56 0,244 14 376,026 11,490
0,02 18801,31091 120 33,33 0,262 15 376,026 12,534
0,02 18801,31091 130 36,11 0,279 16 376,026 13,579
0,02 18801,31091 140 38,89 0,297 17 376,026 14,623
0,02 18801,31091 150 41,67 0,314 18 376,026 15,668
0,02 18801,31091 160 44,44 0,331 19 376,026 16,712
0,02 18801,31091 170 47,22 0,349 20 376,026 17,757
0,02 18801,31091 180 50,00 0,366 21 376,026 18,801
0,02 18801,31091 180,4 50,11 0,384 22 376,026 18,843
2.4.2. Rezistența la pantă
În timpul deplasării automobilului pe drumuri ce au o înclinare longitudinală α, greutatea sa
totală G a aplicată în centrul de greutate c g se descompune în două componente. O componentă
perpendiculară pe calea de rulare (G acosα) și cea laltă parale lă (G asinα). Componenta parale lă cu
calea de rulare se opune înaintării autovehicolului în rampă și este numită rezistența la pantă (Rp).
În cazul în care autovehic ulul coboară atunci componenta paralelă R p devine forță activa ce
contribuie la înaintarea autovehicolului.
Date fiind aceste situații formula de calcul a rezistenței la pantă R p este:
Rp = ±G a·sinα
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
26
Tabelul 2.5.
Valori le medii și maxime ale unghiului de înclinare longitudinală a căii de rulare
Tabacu, Ș., Tabacu I., Macarie, T., Neagu, E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de proiectare,
Ed. Universității din Pitești, 20 04, pagina 50
Având în vedere datele de mai sus, pentru autoturismul proiectat vom avea:
Ga = 18737,1 [N] ; α = 21o => R p = G a·sinα =16050 ·0,374 => Rp = 5751,8 [N]
Tabelul 2.6.
Puterea necesar ă învingerii rezistenței la pantă
α
[˚] Ma
[kg] αcalculat
[rad] g Rpanta
[N] Rψ
[N] Ppanta
[Kw]
0 1916,5455 0,0000 9,81 0 451,23 0
5 0,0872 1638 2088,16 20
10 0,1744 3263 3709,19 39
15 0,2617 4864 5301,99 59
20 0,3489 6427 6854,45 78
22 0,3838 7040 7461,47 98
Fig.2.5. Rezistența la pantă R p 010002000300040005000600070008000
0 5 10 15 20 25Rp[N]
alfa[ °]Rpanta [N]Tipul autovehiculului Valori medii Valori maxime admise
Autovehicule cu o singura punte motoare 17°-19° 22°
Autovehicule cu doua punti motoare 28°-32° 35°
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
27
2.4.3. Rezistența aerului
Rezistența aerului este o forță cu acțiune permanentă, paralelă cu calea de rulare și de sens
opus vitezei de deplasare, deci se opune înaintării autovehic ulului datorită interacțiunii dintre aer și
acesta. Punctul de aplicație al acestei forțe este situat în planul de sime tre longitudinalal
autovehicolului, la înălțimea h a deasup ra căii de rulare și este numit centrul frontal de presiune.
Cauzele apariției acestei forțe sunt: frecarea dintre aer și suprafețele autov ehiculului, formarea
curenților turbionali, repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a carose riei.
Valoarea rezistenței aerului depinde de forma autovehic ulului, de densitatea aerului și de
viteza acestuia, de mărimea secțiunii tran sversale a autoturismului.
Această valoare este determinată experimental în tunele aerodinamice folosindu -se auomobil e
reale sau machete realizate la o anumită scară de proporționaliate urmărindu -se regimurile de
curgere ale curenților de aer în jurul caro seriei. Din centralizarea acestor date experimentale se vor
lua măsuri constructive pentru optimizarea curgerii curen ților de aer și reducerea posiblităților de
aparție a curenților turbionali.
Rezistența cu care aerul se opune unui cor p în mișcare având v iteze similare cu a utovehic ulul
(0….330m/s) este proporțională cu densitatea aerului ρ, cu aria secțiunii transversale maxime a
autovehicoluli și cu p ătratul vitezei de deplasare v a a acestuia.
Tabelul 2.7.
Valori ale coeficentul de rezistență a aerul ui diferite tipuri de autove hicule
Tipul automobilului A [m2] Cx
Automobil de curse 1,0 – 1,3 0,2 – 0,25
Autoturism cu caroserie închisă 1,6 – 2,8 0,3 – 0,5
Autoturism cu caroserie deschisă 1,5 – 2,0 0,65 – 0,8
Autobuz 3,5 – 7,0 0,7 – 0,8
Autocamion cu platformă deschisă 3,0 – 5,3 0,9 – 1,0
Autotren rutier, cu două elemente
caroserie platformă 4,0 – 5,3 1,0 – 1,25
Autofurgon 3,5 – 8,0 0,6 – 0,75
Autotren rutier, cu două elemente
caroserie furgon 7,0 – 8,0 0,95 – 1,0
Tabacu, Ș., Tabacu I., Macarie , T., Neagu, E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de proiectare,
Ed. Universității din Pitești, 2004 , pagina 49
Expresia cu care se poate calcu la valoarea rezistenței aerului R a este:
Ra = 1
2𝜌 · C x · A· Va2 [N]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
28
Unde:
ρ = 1,225 [kg/m3] – densitate a aerului
cx = coeficientul de rezistență al aerului
A – aria secțiunii transversale maxime [m2];
Va- viteza de deplasare a automobilului în raport cu aerul ambiental[m/s]
A = B·H [m2]
Unde: B – ecartamentul automobilului
H – înălțimea automobilului
Valoarea rezistenței aerului R a pentru autoturismul proiectat se va stabili în funcție de
urmă toarele date :
A=1,5472 ∙ 1,639 = 2,54 => A = 2,54 [m2]
Cx = 0,42
Va = 50.11 [m/s]
ρ = 1,225 [kg /m3]
Ra = 1
2𝜌 · Cx · A· Va2 = 1638,25 => Ra = 1638,25 [N]
Tabelul 2.8.
Rezistența și puterea aerului
Ρ Cx A [m2] V [km/h] V [m/s] Ra [N] Pa [kW]
1,225 0,42 2,54 0 0,00 0,00 0,000
1,225 0,42 2,54 10 2,78 5,03 0,014
1,225 0,42 2,54 20 5,56 20,14 0,112
1,225 0,42 2,54 30 8,33 45,31 0,378
1,225 0,42 2,54 40 11,11 80,54 0,895
1,225 0,42 2,54 50 13,89 125,85 1,748
1,225 0,42 2,54 60 16,67 181,22 3,020
1,225 0,42 2,54 70 19,44 246,66 4,796
1,225 0,42 2,54 80 22,22 322,17 7,159
1,225 0,42 2,54 90 25,00 407,75 10,194
1,225 0,42 2,54 100 27,78 503,39 13,983
1,225 0,42 2,54 110 30,56 609,11 18,612
1,225 0,42 2,54 120 33,33 724,89 24,163
1,225 0,42 2,54 130 36,11 850,73 30,721
1,225 0,42 2,54 140 38,89 986,65 38,370
1,225 0,42 2,54 150 41,67 1132,6 4 47,193
1,225 0,42 2,54 160 44,44 1288,69 57,275
1,225 0,42 2,54 170 47,22 1454,81 68,699
1,225 0,42 2,54 180 50,00 1630,99 81,550
1,225 0,42 2,54 180,4 50,11 1638,25 82,095
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
29
Fig.2.6. Forța necesar ă învingerii rezisten ței aerului
2.4.4. Rezisten ța la demarare
Apare ca urmare a inerției de translație sau de rotație cu care piesele autovehiculului, prin masa
lor, se opun accelerării sale.
Rezistența la demarare Rd este o forță ce se opune înaintării autovehic ulului și se manifestă în
regimul de m ișcare accelerată a acestuia. În regi m de frânare inerț ia pieselor autovehicolului tinde
să mențină deplasarea acestuia și contribuie la mărirea spațiului de frănare, deci, rezistența la
demarare în acest caz devine o forță activă.
În timul accelerării aut ovehiculului masa sa tot ală, în mișcare de translație cu accelerația a, se
opune mișcării cu o forță de inerție Fi=-ma·a, iar piesele care execută mișcare de rotație cu
momentul de inerție masic J și accelerația unghiulară ε se opun cu momentul de inerție
Mi=-J·ε.
Rd = R dt+Rdr
Unde:
Rdt – forța de inerție datorată masei totale a autovehiculului aflat în mișcare accelerată
de translație
Rdr – forța de rezistență datorată inerției pieselor în mișc are de rotație
Rdt – reiese din relația
Rdt = m a · 𝑑·𝑉𝑎
𝑑𝑡 = m a·a
ma – masa totală a autovehicolului
a = 𝑑𝑉𝑎
𝑑𝑡 – accelerația autovehicolului
Pentru calculul rezistenței la demarare generată de masele în mișcare de rotație se vor înlocui
toate aceste mase cu o singură masă de translație, ipotet ică, numită masă redusă, m red, care are 0,00200,00400,00600,00800,001000,001200,001400,001600,001800,00
0,00 5,00 10,00 15,00 20,00 25,00 30,00 35,00 40,00 45,00 50,00Ra [N]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
30
proprietatea că la viteza oarecare V de deplasare a autovehiculului are aceeași energie cinetică cu
energia cinetică a tuturor maselor aflate în mișcar e de rotație.
Dacă se notează cu J i momentul masic al unei piese ,,i” a transmisiei, inclusiv momentul de
inerție masic al motorului redus la arborele cotit, cu ω i viteza unghiulară de rotație a acesteia, cu η t
randamentul transmisiei până la roțile autove hiculului, cu J r momentul de inerție masic al unei roți
și cu ω r viteza unghiulară a roților motoare, relația de echivalență devine:
21
mred·Va2 =
21 Σ Ji·
i2·
t
+
21 Σ Jr·
r2
Randamentul ηt ce afectează energia piesei oarecare ‚‚i’’ aflată în mi șcare de rotație arată faptul
că nu toată energia acesteia ajunge la roțile motoare ale autovehic ulului, o parte se pierde prin
frecări în transmisie.
Expresia ce face legătura între vite za autovehiculului V a și viteza unghiulară
i a piesei care
execută mișcare de rotație, este de forma :
r
tii
r R a rir V ==
Tabelul 2.9.
Valori ale coeficienților maselor în mișcare de rotație
Tipul
automobilului Momentele de
inerție [kg.m2]; icv 1 io 1
M
R
Im Ir
Autobuze,
autocamioane
0,4-0,9
3-15
6 – 8
4 – 7
1,8 –2,7
0,02 – 0,04
0,05 – 0,03
Tabacu, Ș., Tabacu I., Macarie, T., Neagu, E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de proiectare,
Ed. Universității din Pitești, 2004 , pagina 51
Formula de calcul pentru aflarea coeficientului δk recomandată în documentația de specialitate
este:
δk=1+σ۰i2CVk
σ = 0 ,04 – 0,09
Pentru autovehic ulul proiectat alegem valoarea medie σ = 0,06
În urma acestor informații re zistența la demarare R d se calculează cu relația:
Rd =
dtdVma
a =
dtdV
gGa a [N]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
31
În care:
ma – masa totală a automobilului [kg]
Ga – greutatea totală a automobilului [N]
dtdVa
– accelerația automobilului [m/s2]
Forța de rezistență la demarare R d este aplicată în centrul de greutate al autovehicolului.
2.5. Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului
Pentru stabilirea ecuației generale de mișcare se consideră automobilul în mișcare rectilinie, pe
o cale cu înclinare , în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă.
Echilibrul dinamic al automobilului este dat de bilanțul de tracțiune, care re prezintă ecuația de
echilibru după direcția vitezei automobilului, de forma:
d p a r R R R R R F +++=
[N]
în care:
RFeste forța activă;
d p a r R,R,R,R – rezistențele la înaintare.
Bilanțul de tracțiune exprimă egalitatea dintre forța totală la roată – obținută prin însumarea
forțelor tangențiale de la toate roțile motoare – și suma r ezistențelor la înaintarea autovehiculelor,
de unde rezultă:
)2vAxC21cosaG sinfaGRI(
am1
dtdv−−−=
sau:
)2vAxC21
aGRF(
am1
dtdv−−=
în care forța F R numită forța la roată reprezintă acțiunea momentului motor asupra roților.
Expresia analitică a acestei forțe este:
vP
riMFt
rttr
R==
unde:
M – este momentul dintr -un punct de pe caracteristica exterioară corespunzător unei turații n
a mo torului;
P – este puterea în aceleași condiții;
TR
– este randamentul transmisiei;
itr – este raportul de transmitere al transmisiei;
rr – este raza de rulare a roților;
v- este viteza de deplasare a automobilului.
În funcție de condițiile de autopropulsare ale automobilului, din ecuația de mișcare se
definesc mai multe forme parti culare și anume:
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
32
a) Deplasarea cu viteză maximă.
Prin convenție “viteza maximă” este cea mai mare valoare a vitezei cu care automobilul se
poate deplasa pe o cale orizontală. Ca urmare în condițiile vitezei maxime când
0= și
0dtdv. const vvmax ===
din expresia ecuației de mișcare dată de relația se obține forma particulară
][278, 2014212
maxmaxN vAC f G Fx a vR =+=
b) Deplasarea pe calea cu înclinare longitudinală maximă sau pe calea cu rezistență specifică
minimă.
Deplasarea pe panta maximă (sau pe cal e cu rezistența specifică maximă) se o bține când
întreaga forță disponibilă este utilizată pentru învingerea rezistențelor legate de tipul și
caracteristicile drumului
R . Pentru acest caz, având în vedere și faptul că la viteze mici, s pecifice
deplasării automobilului pe p anta maximă, rezistența aerului este neglijabilă în raport cu celelate
forțe din expresia forței la roată se obține forma particulară:
52, 7520maxmax==
a R G F N
c) Pornirea de pe loc cu accelerația maximă
Pornirea de pe loc cu accelerația maximă se obține în condiția în care intreaga forța disponibilă
se utilizează pentru sporirea vitezei automobilului, situație ce corespunde pornirii din loc (
0 v0= ) pe
cale orizontală (
0= ). Pe ntru acest caz, de autopropulsare pe cale orizontală cu pornire din loc
(rezistența aerului este nulă) expresia forței la roată se reduce la forma particulară
max11 a a RdtdvmfG F
max1a
+= N
unde:
max1max1dtdva
= este accelerația maximă în tre apta I.
2.6. Calculul de tractiune
2.6.1. Randamentul transmisiei
Transmiterea fluxului de putere, de la motor la roțile motoare ale autovehicolului, este
caracterizată de pierderi ce se datorează fenomenelor de frecare apărute în componentele
transmisiei.
Valoril e randamentelor subansamblelor component ale transmisiei au fost determinate
experimental și sunt prezentate în figura 2.7.
• cutia de viteze:
98,0…97,0ηCV=
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
33
(în treapta de priză directă);
94,0…92,0ηCV=
(în celelalte trepte);
• reductor distribuitor:
94,0…91,0ηCV=
• transmisia longitudinală:
995,0…990,0ηTL=
• transmisia pricipală:
94,0…92,0η0=
pentru transmisii pri ncipale simple;
92,0…90,0η0=
pentru transmisii pri ncipale duble.
Fig.2.7. Valori recomandate pentru randamentul transmisiei
Se observă că valoarea globală a randamentului transmisiei este influențată de o multitudine
de factori fapt ce a dus ca în c alcule să se opereze cu valorile din figura 2.7.
Pentru a utovehic ulul proiectat conform cerinței proiectului se va folosi un randament
corespunzător autobuzelor.
Adopt ηt = 0,97.
2.7. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
2.7.1. Alegerea tipului motorului
Majoritatea automob ilelor folosesc pentru autoprop ulsare motoare cu ardere internă (m.a.i.)
care au o mi șcare de translație a pistonului și sunt de două tipuri: motoare cu aprindere prin scânteie
– M.A.S.(Otto) și motoare cu aprindere prin comprimare – M.A.C.(Diesel).
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
34
Alegerea motorului pentru autopropu lsarea autoturismului se face în funcție de putere (P) și
de moment (M). Aceste dou ă caracteristici sunt exprimate în funcție de turația arborelui motor (n),
printr -un câmp de c aracteristici P=f(n) și M=f(n) numite caracteristici de turație.
Posibilitățile maxime ale motorului în privința puterii și momentului sunt determinate de
caracteristica de tu rație la sarcină totală (caracteristica exterioară).
Statisticile apreciază că pe ntru autoturismul proiectat, sunt utilizate cu precădere motoarele cu
aprindere prin comprimare M.A.S .
2.7.2. Determinarea analitic ă a caracteristicii exterioare
Din definirea condițiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză maximă presupune
dezvoltarea unei forțe la roată F Rmax.
Din deducerea puterii ca produs dintre forță și viteză , realizarea performanței de viteză
maximă, în condiții prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:
tR
vv FP=1000maxmax
max
unde:
– PVmax : puterea dezvoltată de motor pentru atingerea vitezei maxime
– FRmax : forța la roată la vit eză maximă;
– t : randamentul transmisiei.
Prin explicitarea analitică a forței la roată se obțin:
tx a
vvAc vfGP
+=10005,03
max max
max
kW 20,77
max=vP
Adopt:
–
65,0=ec , coeficient de elasticitate al motorului;
–
1,1=ac , coeficient de adaptabilitate al motorului.
–
min/ 6325max rot n= : nmax-turația maximă a motorului
Pe cale analitică curba de variație a puterii motorului în funcție de turație se poate obține cu
relația:
()
+
+
=3 2
max
p p p nn
nn
nnPnP
unde:
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
35
–
()0,74841243=−−=
ee
cc
–
()0781,1122=−=
ee
cc
–
()-0,8266121=−−=
ec
Se verifică relația:
α+β+γ=1
Curba de variație a momentului motor efectiv M e se obține pe baza relației:
nPMe
e=9550
iar cea a consumului specific efectiv cu relația:
+
−=2
8,0 2,1
p pep enn
nnc c
unde:
– cep=327 g/kwh : consumul specific de combust ibil la turația puterii maxime.
Știind puterea la viteză maximă, se determină puterea maximă a motorului cu formula:
3
max2
max maxmax
max
+
+
=
p p pV
nn
nn
nnPP
kW2,77max=P
MP = P max
;
=
30575014,3
30=pn = 662,35 rad/sec
Consumul de combustibil este definit astfel:
• Consumul orar – cantitatea de combustibil în [kg] sau [l] consumată de motorul
autovehiculului în timp de 1 ora;
• Consumul specific de combustibil – consumul de combustibil în [g] pe care un motor de
autovehicul îl consuma in timp de 1 ora pentru a produce o pu tere de 1kW:
o ce=1000*(Qh/Pe) [g/kWh]
Pentru completarea caracteristicii exterioare cu curba consumului specific de combustibil se
utilizeaza relația:
ce=cep*[1,2 -(n/np)+0,8*(n/np)^2],
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
36
Tabelul 2.10.
Calcul pentru caracteristica exterioară
n[rpm] P[kW] M[Nm] ce[g/kW] P[kw]*2.5 Ce[g/Kw ]/2
850 10,1540 114,0830 349,777 25,385 58,296
1250 15,8386 121,0068 333,676 39,596 55,613
1650 21,9260 126,9049 320,106 54,815 53,351
2050 28,2873 131,7772 309,069 70,718 51,511
2450 34,7935 135,6238 300,563 86,984 50,094
2850 41,3159 138,4446 294,5 89 103,290 49,098
3250 47,7255 140,2397 291,147 119,314 48,525
3750 55,3826 141,0410 290,406 138,457 48,401
4150 61,0672 140,5282 292,661 152,668 48,777
4550 66,2201 138,9895 297,448 165,550 49,575
4950 70,7125 136,4252 304,766 176,781 50,794
5350 74,4154 132,8350 314,617 186,039 52,436
5750 77,2000 128,2191 327,000 193,000 54,500
6150 78,9373 122,5775 341,915 197,343 56,986
6325 79,3352 119,7867 349,236 198,338 58,206
Fig.2.8. Caracteristica exterioar ă
0,000050,0000100,0000150,0000200,0000250,0000
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000Caracteristica exterioar ă
M[Nm] P[kw]*2.5 Ce[g/Kw]/2
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
37
2.8. Determinarea rapoartelor de transmit ere ale transmisie
2.8.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere
Valoarea maximă a raportului de transmitere i t max se obține când este cuplată prima treaptă a
cutiei de viteze, soluție când autovehiculul respectiv poate să urce panta maximă ș i să aibă potențial
de accelerație maximă la pornirea din loc. Raportul de transmitere maxim se calculează cu relația:
9547,13
maxmax =
td ad
tMr Gi
2.8.2. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere
Valoarea minimă a raportului de transmitere a transmisie i este determinată din condiția
cinematică de realizare a vitezei maxime de performanță, când motorul funcționează la turația
maximă. Raportul de transmitere i tmin se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul
conic, fie prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducerea turației cu funcționare
permanentă montate în punte.
Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condițiile de
viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze, valoarea raportului i tmin este dată de relația:
it min=
maxmax**30 vnrr =4,111
2.8.3. Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de
viteze
Cunoscând raportul de transmitere i t max , cât și i t min se poate determina raportul de transmitere
iCV1 :
iCV 1 =
minmax
tt
ii = 3,3947
2.8.4. Determinarea num ărului treptelor de trepte
Pentru determinarea numărului de trepte se utilizează două metode: o metodă grafică și o
metodă analitică. Indiferent de metoda aleasă se fac unele ipoteze simplificatoare precum:
schimbarea treptelor de viteză să se facă instantaneu, astfel încât viteza maximă în treapta inf erioară
să fie egală, cu viteza minimă în treapta superioară. Metoda recomandată de literatura de
specialitate este ace ea a etajării treptelor în progr esie geometrică. Pentru calculu l numărului de
trepte se pornește de la principiul că viteza maximă, într -o treaptă inferioară să fie egal cu viteza
minimă într -o treaptă superioară, folosind relația:
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
38
Va K=
d
Krii**0
În cazul etajării cutiei de viteze în progresie geometri că, între valoarea maximă i 1 și minimă
in=1 în cutia de viteze s unt necesare n trepte date de relația:
n
MCV
nni
max1
loglog1+ ; => n=1,4825. Se adoptă: n=5
Alegerea finală a mărimii numărului de trepte se face ținându -se con t de considerente
constructiv funcționale și de exploatare ale cutiei de viteze precum și de tip ul și destinația
automobilului.
Fiind determinat numărul de trepte și ținând cont că i=1, într -o treaptă K, raportul de
transmitere este dat de relația:
iCV k=
1
1−− n kn
CVi ; unde: k=1…n=numarul treptei respective
n=5=numarul treptelor de viteza
2.8.5. Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze
Tabelul 2.11.
Rapoarte de transmitere
Treapta de vite za Valoarea raportului
Tr1 3,3947
Tr2 2,5009
Tr3 1,8425
Tr4 1,3574
Tr5 1
Determinarea numărului de trepte se poate face și pe cale analitică, menținându -se aceleași
ipoteze ca și în cazul celeilalte metode luând într -un sistem de axe perpendiculare, unde pe abscisă
se consideră viteza de deplasare notată cu “v”, iar pe ordonată se consideră v iteza unghiulară
.
Dependența dintre viteza unghiulară de rotație a arborelui motorului și viteza de deplasare
a autovehiculului, într -o treaptă oarecare k, cu raportul de transmitere i cv k, este:
;v*ri*i
rcvk 0=
Pentru stabilirea numărului de trepte, mai întâi trebuie să se cunoască raportul de
transmitere pentru treapta I a cutiei de viteze ca să se poată determina celelalte rapoarte de
transmitere ale cutiei d e viteze. Pentru ace asta trebuie ca funcționarea motorului pe caracteristica
exterioară să aibă loc într -un interval de viteze unghiulare cuprins în domeniul de stabilitate.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
39
În plus se fac următoarele ipoteze: schimbarea treptelor de viteză învecinate sa se facă
instantane u, iar viteza maximă , într -o treaptă este egală cu viteza minimă în treapta imediat
superioară.
2.8.6. Calculul și construirea diagramei fier ăstrău
Fig. 2.9. Diagrama fier ăstrău
Tabelul 2.12.
Calculul diagramei fie ăstrău
tr1 tr2 tr3 tr4 tr5
n[rot/min] v1[m/s] v2[m/s] v3[m/s] v4[m/s] v5[m/s] ω[rad/s]
850 1,98 2,69 3,66 4,96 6,73 89,01
1250 2,92 3,96 5,38 7,30 9,90 130,90
1650 3,85 5,23 7,10 9,63 13,07 172,79
2050 4,78 6,49 8,82 11,97 16,24 214,68
2450 5,72 7,76 10,54 14,30 19,41 256,56
2850 6,65 9,03 12,26 16,63 22,58 298,45
3250 7,58 10,30 13,98 18,97 25,75 340,34
3750 8,75 11,88 16,13 21,89 29,71 392,70
4150 9,69 13,15 17,85 24,22 32,88 434,59
4550 10,62 14,41 19,57 26,56 36,05 476,47
4950 11,55 15,68 21,29 28,89 39,22 518,36
5350 12,49 16,95 23,01 31,23 42,39 560,25
5750 13,42 18,22 24,73 33,56 45,56 602,14
6150 14,35 19,48 26,45 35,90 48,72 644,03
6325 14,76 20,04 27,20 36,92 50,11 662,35 0,0010,0020,0030,0040,0050,0060,00
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000Diagrama fier ăstrău
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
40
2.9. Studiul și determinarea performan țelor dinamice de trecere și de demarare
2.9.1. Performanțele dinamice
Caracteristica de tracțiune sau caracteristica forței la roată reprezintă curbele de variație ale
forței la roată în funcție de viteza de deplasare a autovehicu lului
()vf FR= pentru fiecare treaptă a
cutiei de viteze utilizată.
Construirea caracteristicii forței la roată se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului
pornind de la curba puterii sau momentului utilizând relațiile:
kt
RvPF
k= (2.1)
sau
dt t
RriM
Fk
k
= (2.2)
unde: M este momentul motor;
tki este raportul de transmitere al transmisiei, când este cuplată treapta k de viteză cu
raportul
kCVi ;
t este randamentul transmisiei;
dr raza dinamică a roții.
Viteza de deplasare a autovehicul ului se calculează cu relația:
ktki1
30nv= (2.3)
unde n este turația motorului corespunzătoare coordonatelor P sau M din caracteristica exterioară a
motorului.
Tabelul 2.13.
Calculul vitezelor de deplasare
vk [m/s]
viteza 1 viteza 2 viteza 3 viteza 4 viteza 5
1,984 2,693 3,655 4,961 6,734
2,917 3,960 5,375 7,296 9,903
3,851 5,227 7,095 9,631 13,072
4,784 6,494 8,815 11,965 16,242
5,718 7,761 10,535 14,300 19,411
6,651 9,028 12,255 16,635 22,580
7,585 10,296 13,975 18,969 25,749
8,752 11,880 16,125 21,888 29,710
9,685 13,147 17,845 24,223 32,879
10,61 9 14,414 19,565 26,557 36,048
11,552 15,681 21,285 28,892 39,217
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
41
12,486 16,948 23,005 31,227 42,386
13,419 18,215 24,725 33,561 45,556
14,353 19,483 26,445 35,896 48,725
14,761 20,037 27,198 36,918 50,111
Tabelul 2.14.
Calculul forțelor la roată
FR1 [N] FR2 [N] FR3 [N] FR4 [N] FR5 [N]
4965,38 3658,07 2694,95 1985,40 1462,67
5266,74 3880,08 2858,51 2105,90 1551,45
5523,45 4069,20 2997,84 2208,55 1627,07
5735,51 4225,43 3112,93 2293,34 1689,53
5902,93 4348,77 3203,80 2360,28 1738,85
6025,71 4439,22 3270,43 2409,37 1775,02
6103,84 4496,78 3312,84 2440,61 1798,03
6138,72 4522,48 3331,77 2454,56 1808,31
6116,39 4506,03 3319,65 2445,63 1801,73
6049,43 4456,69 3283,31 2418,86 1782,01
5937,81 4374,47 3222,73 2374,23 1749,13
5781,55 4259,35 3137,92 2311,75 1703,10
5580,65 4111,34 3028,88 2231,42 1643,92
5335,10 3930,44 2895,61 2133,24 1571,58
5213,64 3840,96 2829,69 2084,67 1535,80
Tabelul 2.15.
Calculul puteri i la roată
n [rot/min] Pr1 [kW] Pr2 [kW] Pr3 [kW] Pr4 [kW] Pr5 [kW]
850 9,850 9,850 9,850 9,850 9,850
1250 15,365 15,365 15,365 15,365 15,365
1650 21,270 21,270 21,270 21,270 21,270
2050 27,441 27,441 27,441 27,441 27,441
2450 33,752 33,752 33,752 33,752 33,752
2850 40,079 40,079 40,079 40,079 40,079
3250 46,297 46,297 46,297 46,297 46,297
3750 53,725 53,725 53,725 53,725 53,725
4150 59,240 59,240 59,240 59,240 59,240
4550 64,238 64,238 64,238 64,238 64,238
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
42
4950 68,596 68,596 68,596 68,596 68,596
5350 72,188 72,188 72,188 72,188 72,188
5750 74,890 74,890 74,890 74,890 74,890
6150 76,575 76,575 76,575 76,575 76,575
6325 76,961 76,961 76,961 76,961 76,961
Fig.2.10.Caracteristica forței la roată
0,001000,002000,003000,004000,005000,006000,007000,00
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000Caracteristica for țelor la roat ă
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
43
Fig.2.11.Caracteristica puterilor la roată
Pentru studiul performanțelor automobilului la deplasarea pe un anumit drum, caracterizat de o
înclinare longitudinală
și un coeficient de rezistență la r ulare f caracteristica se completeaz ă și cu
bilanțul de tracțiune dat de relați a:
d p a r R R R R R F +++=
Tabelul 2.16.
Calculul pentru bilanțul de tracțiune
v5 [m/s] Rrul [N] Ra [N] Rrul+Ra [N] FR5 [N]
6,734 376,026 29,587 405,613 1462,674
9,903 376,02 6 63,985 440,011 1551,446
13,072 376,026 111,488 487,514 1627,066
16,242 376,026 172,095 548,121 1689,535
19,411 376,026 245,806 621,832 1738,852
22,580 376,026 332,621 708,647 1775,019
25,749 376,026 432,540 808,566 1798,033
29,710 376,026 575,867 951,893 1808,308
32,879 376,026 705,271 1081,297 1801,732
36,048 376,026 847,778 1223,805 1782,005
39,217 376,026 1003,390 1379,417 1749,127
42,386 376,026 1172,107 1548,133 1703,097
45,556 376,026 1353,927 1729,953 1643,916
48,725 376,026 1548,851 1924,878 1571,584
50,111 376,026 1638,252 2014,278 1535,803 0,00010,00020,00030,00040,00050,00060,00070,00080,00090,000
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000Caracteristica puterilor la roat ă
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
44
Fig.2.12.Bilan țul de trac țiune
Rezolvarea unor probleme legate de tracțiunea automobilului este posibil și prin studiul
bilanțului dintre puterea dezvoltată la roțile motoare și pu terile pentru învingerea rezistențelor la
înterioare .
Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanțului de putere funcție de viteza
automobilului pentru toate treptele cutiei de viteze.
Bilanțul de putere al automobilului reprezintă echilib rul dintre puterea la roa tă P R și suma
puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare, rezistența la rulare ( Pr ), rezistența la urcarea
pantei ( Pp ), rezistența aerului ( Pa ) și rezistența la demaraj ( Pd ), dat de relația:
d a p r t R PPPP P P +++==
Deoarece studiul performanțelor automobilului se face de obicei funcție de deplasarea cu
viteze constante, pe o cale orizontală în stare bună, se notează cu P ro puterea consumată pentru
învingerea rezistenței la rulare pe calea orizontală bună cu un coeficient al rezistenței la rulare f o =
ct. pentru viteze uzuale.
Pro = G a*fo*V.
Bilanțul puterilor este de forma: P = P R – ( Pro + P a ) Pex unde P ex este o putere numită
excedentară față de deplasarea cu viteză constantă pe o cale ( sau disponibilă) . Această putere este
utilizată în următoarele scopuri: sporirea vitezei maxime, învingerea rezistențelor maxime ale căii
de rulare, sporirea vitezei și învingerea rezistențelor căii.
0,000500,0001000,0001500,0002000,0002500,000
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000Bilan țul de trac țiune
Rrul [N] Rrul+Ra [N] FR5 [N]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
45
Tabelul 2.17.
Calculul pentru bilanțul de putere
V5 [m/s] Prul [kW] Pa [kW] Prul+Pa [kW] Pr5 [kW]
6,734 2,532 0,199 2,732 9,850
9,903 3,724 0,634 4,358 15,365
13,072 4,916 1,457 6,373 21,270
16,242 6,107 2,795 8,902 27,441
19,411 7,299 4,771 12,070 33,752
22,580 8,491 7,510 16,001 40,079
25,749 9,682 11,137 20,820 46,297
29,710 11,172 17,109 28,281 53,725
32,879 12,363 23,189 35,552 59,240
36,048 13,555 30,561 44,116 64,238
39,217 14,747 39,350 54,097 68,596
42,386 15,938 49,681 65,620 72,188
45,556 17,130 61,679 78,809 74,890
48,725 18,322 75,467 93,789 76,575
50,111 18,843 82,095 100,938 76,961
Fig.2.13. Bilan țul de putere
0,00020,00040,00060,00080,000100,000120,000
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000Bilan țul de putere
Prul [kW] Prul+Pa [kW] Pr5 [kW]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
46
2.9.2. Caracteristica dinamic ă
Folosind curbele de variație ale factiorului dinamic toate treptele din cutia de viteză se
obține caracteristica dinamică a autovehiculului.
Tabelul 2.18.
Calculul pentru caracteristica dinamică
D1 v2
[m/s] D2 v3
[m/s] D3 v4
[m/s] D4 v5
[m/s] D5
0,26396 2,693 0,19431 3,655 0,14287 4,961 0,10475 6,734 0,07622
0,27983 3,960 0,20583 5,375 0,15104 7,296 0,11016 9,903 0,07911
0,29327 5,227 0,21548 7,095 0,15770 9,631 0,11425 13,072 0,08061
0,30426 6,494 0,22328 8,815 0,16287 11,965 0,11701 16,242 0,08071
0,31283 7,761 0,22921 10,535 0,16655 14,300 0,11844 19,411 0,07941
0,31896 9,028 0,23328 12,255 0,16874 16,635 0,11855 22,580 0,07672
0,32265 10,296 0,23550 13,975 0,16943 18,969 0,11732 25,749 0,07263
0,32385 11,880 0,23564 16,125 0,16819 21,888 0,11393 29,710 0,06555
0,32206 13,147 0,23367 17,845 0,16552 24,223 0,10972 32,879 0,05832
0,31784 14,414 0,22983 19,565 0,16135 26,557 0,10418 36,048 0,04969
0,31119 15,681 0,22414 21,285 0,15569 28,892 0,09731 39,217 0,03966
0,30210 16,948 0,21658 23,005 0,14853 31,227 0,08912 42,386 0,02824
0,29057 18,215 0,20716 24,725 0,13989 33,561 0,07960 45,556 0,01542
0,27661 19,483 0,19588 26,445 0,12974 35,896 0,06875 48,725 0,00121
0,26974 20,037 0,19036 27,198 0,12484 36,918 0,06359 50,111 -0,00545
Fig.2.14.Caracteristica dinamic ă 0,000000,050000,100000,150000,200000,250000,300000,35000
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000Caracteristica dinamic ă
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
47
2.9.3. Performanțele la demarare
2.9.3.1. Accelerația automobilului. Caracteristica accelerației
Pentru determinarea accelerațiilor se consideră automobilul în miscare rectilinie pe o cale
orizontală în stare bună, cu un coeficient mediu al rezistenței la rulare, f.
Deci, puterea excedentară P ex va fi utilizată în acest caz numai pentru accelerare.
= fcos + sin
= 0
= f = 0.018
D = +
dtdv
g a=
dtdv ‚ ( D – )
g , unde:
k- coeficient de influență a maselor aflate în mișcare de rotație
a
= (D
– )
g ; D =
g
GZe aGZm
cem
−=→
0 0
Tabelul 2.19.
Calculul pentru caracteristica accelera țiilor
a1 [m/s²] a2 [m/s²] a3 [m/s²] a4 [m/s²] a5 [m/s²]
1,63813 1,36780 1,06129 0,77429 0,53033
1,74469 1,45816 1,13177 0,82377 0,55761
1,83490 1,53392 1,18935 0,86112 0,57172
1,90876 1,59508 1,23402 0,88634 0,57265
1,96627 1,64164 1,26579 0,89943 0,56041
2,00743 1,67360 1,28466 0,90039 0,53500
2,03223 1,69095 1,29061 0,88922 0,49642
2,04025 1,69211 1,27991 0,85819 0,42967
2,02827 1,67662 1,25684 0,81973 0,36145
1,99993 1,64652 1,22086 0,76913 0,28005
1,95525 1,60182 1,17197 0,70640 0,18549
1,89421 1,54251 1,11018 0,63153 0,07775
1,81683 1,46861 1,03548 0,54454 -0,04317
1,72309 1,38010 0,94788 0,44542 -0,17725
1,67694 1,33679 0,90549 0,39823 -0,24005
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
48
Fig. 2.1 5. Caracteristica accelera țiilor
2.9.3.2. Caracteristica la demarare
Tabelul 2. 20.
Inversul accelerațiilor
1/a1 [s²/m] 1/a2 [s²/m] 1/a3 [s²/m] 1/a4 [s²/m] 1/a5 [s²/m]
0,610450956 0,731100744 0,942250192 1,291512842 1,885611513
0,573166532 0,685794291 0,88357003 1,213932081 1,793364593
0,544987856 0,651922629 0,840795187 1,16127614 1,749114765
0,523899744 0,626926223 0,810357331 1,128231783 1,746261372
0,508577086 0,609146139 0,790019295 1,111812148 1,784396189
0,498149967 0,597514748 0,778418891 1,110628487 1,869148847
0,49206927 0,591382132 0,774825015 1,124583082 2,01442492
0,49013621 0,590976504 0,781302005 1,165239015 2,327385474
0,493031844 0,596439331 0,79564782 1,219921225 2,766670305
0,500016708 0,607342734 0,819097896 1,300177344 3,570772536
0,511443806 0,624291586 0,853265445 1,415637783 5,391268941
0,527923425 0,648292786 0,900757818 1,583446817 12,86235717
0,550409704 0,680916546 0,96573613 1,836409911 -23,16687301
0,580352065 0,724583554 1,054988214 2,24508951 -5,641783893
0,596323987 0,748060443 1,104369316 2,511080164 -4,165751889 0,0000,5001,0001,5002,0002,500
0,000 10,000 20,000 30,000 40,000 50,000Caracteristica accelera țiilor
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
49
2.9.4. Timpul și spațiul de demarare
Tabelul 2.2 1.
Calculul pentru timpul și spațiul la demarare
v [m/s] td [s] Sd [m]
0,00 0,00 0,00
2,78 1,70 4,71
5,56 3,21 13,63
8,33 4,66 26,58
11,11 6,08 43,47
13,89 7,46 64,19
16,67 8,83 88,71
19,44 10,19 117,02
22,22 11,56 149,13
25,00 12,95 185,09
27,78 14,37 225,01
30,56 15,84 268,99
33,33 17,36 317,23
Fig. 2.1 6. Timpul de demarare 0,002,004,006,008,0010,0012,0014,0016,0018,0020,00
0,00 5,00 10,00 15,00 20,00 25,00 30,00 35,00td [s]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
50
0,0050,00100,00150,00200,00250,00300,00350,00
0,00 5,00 10,00 15,00 20,00 25,00 30,00 35,00Sd [m]
Fig. 2.1 7. Spațiul de demarare
2.9.5. Timpul și spațiul de frânare
Tabelul 2.22.
Calcul ul pentru spațiul de frânare
v[km/h] φ sf1[m] sf2[m] sf3[m] sf4[m]
100 0,8 49,00807653 65,34410204 98,01615306 196,0323061
90 0,6 39,69654199 52,92872265 79,39308398 158,786168
80 0,4 31,36516898 41,82022531 62,73033796 125,4606759
70 0,2 24,0139575 32,01861 48,027915 96,05583
60 0 17,64290755 23,52387673 35,2858151 70,5716302
50 12,25201913 16,33602551 24,50403827 49,00807653
40 7,841292245 10,45505633 15,68258449 31,36516898
30 4,410726888 5,880969184 8,821453776 17,64290755
20 1,960323061 2,613764082 3,920646122 7,841292245
10 0,490080765 0,65344102 0,980161531 1,960323061
0 0 0 0 0
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
51
Fig.2.18. Spațiul de frana re
Tabelul 2.23.
Calculul pentru timpul de frânare
050100150200250
0 20 40 60 80 100 120Spatiul de franare
sf1[m] sf2[m] sf3[m] sf4[m]
tf1[s] tf2[s] tf3[s] tf4[s]
3,539472194 4,719296259 7,078944388 14,15788878
3,185524975 4,247366633 6,371049949 12,7420999
2,831577755 3,775437007 5,66315551 11,32631102
2,477630536 3,303507381 4,955261071 9,910522143
2,123683316 2,831577755 4,247366633 8,494733265
1,769736097 2,359648129 3,539472194 7,078944388
1,415788878 1,887718503 2,831577755 5,66315551
1,061841658 1,415788878 2,123683316 4,247366633
0,707894439 0,943859252 1,415788878 2,831577755
0,353947219 0,471929626 0,707894439 1,415788878
0 0 0 0
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
52
Fig. 2.1 9. Timpul de frânare
0246810121416
0 20 40 60 80 100 120Timpul de franare
tf1[s] tf2[s] tf3[s] tf4[s]
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
53
3. CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AMBREIAJULUI
3.1. Studiul ambreiajului și a soluțiilor similare
3.1.1. Generalități
Ambreiajul reprezintă un dispozitiv de cuplare care leagă arborele cotit al motorului 1 și
arborele primar al cutiei de viteze 3, fiind amplasat în vecinăt atea volantului motorului, cu care este
compatibil în dimensiuni.
Ambreiajul este inclus în t ransmisia automobilului în vederea compensării principalelor
dezavantaje funcționale ale motorului cu ardere interna, precum și ale cutiei de viteze mecani ce în
trepte.
Fig. 3.1. Dispunerea ambreiajului în echipamentul de propulsie
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 35
Principalele probleme pe care ambreiajul le rezolvă sunt:
• cuplarea progresivă a motorului cu restul transmisiei la pornirea din loc a automobilului;
• decuplarea temporară a transmisiei la:
– pornirea motorului termic, în vederea atingerii regimului de functionare stabilă a acestuia;
– schimbarea treptelor de viteză;
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
54
– frânarea automo bilului pâna la oprire;
•limitarea valorii maxime a momentului de torsi une din organele transmisiei și motorului (cuplaj de
siguranță);
• izolarea între motor și transmisie a vibrațiilor torsionale provenite din funcționarea motorului și
din deplasarea aut omobilului pe cale.
De obicei, pentru automobile sunt utilizate ambreiaje mecanice. În acest caz, transmiterea
momentului motor către celelalte părți componente ale transmisiei este realizată prin intermediul
forțelor de frecare existente între suprafețele aflate în contact. Așadar, la aceste tipuri de ambrei aje,
distingem trei componente principale ce pot fi observate în figura 3.2.
– componenta conducătoare, compusă din volantul 1 al motorului și mecanismul ambreiaj 2,
piese aflate în permanentă legătură cu motorul (aflate în mișcare de rotație pe timpul
funcț ionării motorului)
– componenta condusă, formată din discul de ambreiaj 3 și arborele ambreiaj , piesele care au
conexiuni directe cu transmisia motorului ;
– sitemul de acționare, care cuprinde manșonul de d ecuplare 4, furca 5 și un dispozitiv extern
de comanda 6, mecanic sau hidraulic, piese ce au rolul de a transmite comanda de acționare
către ambreiaj.
Fig. 3.2. Compunerea generală a ambreiajului
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 36
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
55
Operațiile ambreiajului:
1. Debreierea reprezintă operația prin care se decuplează ambreiajul, deci mișcarea de rotație a
motorului nu se mai transmite și implicit p oate avea loc schimbarea vitezelor. Debreierea se
realizează întotdeauna brusc prin apăsarea d irectă a pedalei.
2. Ambreierea este operația opusă, de cuplare a ambreiajului și presupune ponderarea valorii
maxime a momentului de torsiune din cadrul cuplajului de siguranță.
3.1.2. Cerințele ambreiajului
Există o serie de condiții care se impun în ceea ce pri vește funcționarea și utilizarea
ambreiajului:
– Operația de debreiere trebuie să se realizeze complet, rapid și cu un efort minim din partea
conducătorului. În caz ul în care nu este respectată condiția de completitudine, există riscul de a avea
loc mai mult e evenimente neplăcute, precum apariția zgomotelor și șocurilor la schimbarea
treptelor.
– Ambreierea trebuie sa se realizeze în mod progresiv și perfect din punctu l de vedere al
patinării care ar putea apărea în timpul rulării. În situația în care ambreiaju l este cuplat brusc, există
posibilitatea apariției șocurilor mai ales la plecarea de pe loc, dar și ulterior. Acestea nu numai ca
produc un disconfort, dar de as emenea produc uzura pieselor. Luând în considerare aceste situații,
ambreiajul trebuie să fi a stfel conceput încât să poată transmite momentul motor maxim chiar și
când piesele sunt uzate în limita admisibilă. Mai mult decât atât, trebuie să dispună de un nivel
ridicat de siguranță în funcționate și o durată semnificativă de serviciu.
– În stare cupl ată, sa asigure transmiterea integrală a momentului maxim al motorului, fără
patinare, iar în regimurile în care pot apărea suprasarcini dinamice să limiteze, pri n patinare,
creșterea momentului, evitându -se astfel suprasolicitarea organelor transmisiei.
Se cunoaște faptul că ambreiajul reprezintă cel mai utilizat și solicitat sistem din cadrul
transmisiei la orice automobil. Fiabilitatea acestuia trebuie, deci, să corespundă cu cea a
schimbătorului de viteze pentru automobilele de fabricație modernă.
În afară de aceste aspecte, ambreiajul trebuie să îndeplinească și următoarele condiții:
– Masa proprie și momentul de inerție să fie cât mai reduse;
– Dimensiunile ce ți n de gabarit să fie limitate;
– Variația parametrilor de bază să fie cât mai mică pe durata exploatării și să existe dispozitive
destinate reglării;
– Să existe un echilibru dinamic;
– Să fie accesibil în ceea ce privește întreținerea, sau, daca este posibil, să nu fie nevoie de
acțiuni de întreținere;
– Construcția să fie simplă și cost urile de producție reduse.
3.1.3. Soluții constructive de ambreiaje mecanice
Ambreiajele mecanice întâlnite în construcția de autoturisme sunt cele cu arcuri. Schemele de
organizare cons tructivă a acestor ambreiaje sunt prezentate în fig. 3.3. Partea conducătoar e, legată de
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
56
arborele cotit 1 al motorului, e ste formată din volantul 2, de care se montează, prin șuruburile 3,
carcasa 4 a mecanismului ambreiaj. Solidar în rotație cu carcasa 4, având însă față de aceasta
mobilitate relativă de translație, se găsește di scul de presiune 5.
Pentru realizarea forței necesare menținerii stării cuplate a ambreiajului, între carcasa 4 și
discul de presiune 5 sunt montate precomprimate, arcuri le periferice 7 (fig. 3.3,a), respectiv arcul
central diafragmă 9 (fig. 3. 3,b).
Arcurile periferice 7 (fig.3.3,a), dispuse la distanțe egale pe periferia discului de presiune,
sunt arcuri elicoidale din sârmă trasă c e au caracteristică liniară. Stările de funcționare ale
ambreiajului sunt determinate prin modificarea să geții elastice a arcurilor. Pentru aceasta,
ambreiajul este prevăzut cu pârghiile de decuplare 6.
La ambreiajul cu arc central diafragmă (fig. 3.3,b), rolul arcurilor de p resiune și al pârghiilor
de decuplare este îndeplinit de un disc subțire confecționat din oțel 9, de formă tronconică, cu o
serie de brațe elastice formate din tăieturi radiale. În mecanismul ambreiaj prezentat, arcul se
sprijină, prin cercul bazei mari pe discul de presiune 5 și, prin reazemul 8 din zona mediană, de
carcasa 4. Prin modificarea înălțimii trunchiului de con la acționarea cu o forță deformatoare asupra
cercului bazei mici se obține situarea arcului în diferite poziții în caracteristica elasti că,
corespunzătoare stărilor de funcționare.
Partea condusă este reprezentată prin ansamblul discului condus 10, montat prin caneluri pe
arborele 11, care, este arborele primar al cutiei de viteze în majoritatea cazurilor.
Partea de c omandă este reprezentată prin pârghia 13 și prin manșonul de decuplare 12.
Ambreiajul este cuplat , în stare normală. Starea “normal cuplată” este efectul arcurilor de presiune 7
(fig.3.3,a), respectiv al arcului diafragma 9 (fig. 3.3,b), c e, montate precomprimat între carcasa 4 și
discul de presiune 5, în tendința de destindere, vor realiza astfel strângerea discului condus între
volant și discul de presiune.
Forțele normale de apăsare dintre suprafețele conduse și suprafețele conducă toare vor
determina apariția forțelor de frecare, fiecare suprafață de frec are reprezentând o cale de legătură
dintre părțile condusă și conducătoare. Forțele de frecare astfel generate, reduse în raport cu axa de
rotație, dau naștere momentului capabil al ambreiajului.
Decuplarea ambreiajului se obține când în partea de comandă se dezvoltă o forță de decuplare
Fd, sub acțiunea căreia manșonul de decuplare 12, deplasat axial spre stânga, va roti pârghiile de
decuplare 6, respectiv generatoarele arc ului diafragmă 9, în sens orar. Simultan cu preluarea de
către pârghiile de decuplare a forțelor elastice ale arcurilor, prin comprimarea suplimentară a
arcurilor, discul de presiune 5 este deplasat axial spre stânga, până când se desface contactul cu
frecare dintre părțile conducătoare și condusă. Se obține starea de debreiere ( decuparea motorului
de transmisie). Ambreierea după debreiere (recuplarea motorului de transmisie) se obține prin
anularea forței de decuplare Fd din partea de acționare, când, prin destinderea arcurilor în starea
anterioară decuplării, se realizează conta ctul cu frecare dintre partea conducătoare și partea
condusă.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
57
Fig.3. 3. Schemele de organizare constructivă a ambreiajelor mecanice cu arcuri:
a-ambreiajul cu arcuri periferice; b – ambreiajul cu arc central diafragmă
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 48
La ambreiajele cu arc central diafragma, în functie de sensul de ac ționare al for ței de
decuplare, se disting dou ă tipuri: ambreiajul cu arc diafragm ă decuplabil prin comprimare, numit și
ambreiaj de tip apăsat și ambreiajul cu arc diafragm ă decuplabil prin trac țiune, numit și ambreiaj de
tip tras.
Construc ția ambreiajului cu arc diafragm ă de tip apăsat (fig.3.4) utilizat la majoritatea
autoturi smelor de talie mic ă și medie, precum și a autoutilitarelor u șoare, cuprinde în partea
conduc ătoare: volantul 1 al motorului, carcasa ambreiajului 2, discul de presiune 3 și arcul
diafragma 4, montat precomprimat în carca să. Solidarizarea în rota ție dintr e discul de presiune 3 și
carcasa 2 se face prin intermediul lamelelor elastice multiple 5, care permit și transla țiile relative
dintre disc și carcasa necesare decupl ării și compens ării uzurilor.
În stare cuplat ă, starea normal ă a ambreiajului (pozi ția C – deasupra axei de simetrie –
fig.3.4), arcul diafragma 4, precomprimat între discul de presiune și carcasa, apas ă prin diametrul
bazei mari asupra discului de presiune, exercitând astfel for ța de apasare necesar ă menținerii
ambreiajului în stare cuplat ă. Față de carcasa 2, arcul se sprijin ă prin intermediul proeminentei
circulare “a” ambutisat ă pe carcas ă.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
58
Fig. 3.4. Constructia ambreiajului cu arc diafragmă ”apasat”
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed . Tehnică, București, 1999, pagina 50
Pentru decuplare (pozi ția D – sub axa de simetrie – fig.3.4), prin apăsarea pedalei 6 este
determinată rotirea pârghiei de debreiere 7, care este articulată fată de carterul ambreiajului;
manșonul de de cuplare 8 se de plasează axial spre stânga, ac ționează arcul diafragmă în zona
cercului bazei mici și se rote ște în raport cu articulația de pe carcasă. Ca urmare a rotirii arcului în
sens orar, rezemat pe coroana inelară “b” fixată pe carcasa 4, încetează acțiunea de ap săre asupra
discului de presiune și, prin lamele multiple 5, cu rol de arcuri readucatoare, discul de presiune 3 se
retrage spre carcasă, realizându -se astfel decuplarea ambreiajului prin desfacerea legaturii cu frecare
dintre discul condus 9 și suprafețel e conducătoare de frecare ale volantului 1 și discului de presiune
3.
Construcția ambreiajelor cu arc diafragmă de tip tras (fig. 3.5) diferă de cea prezentată prin
modul de montare al arcului diafragmă 1 precomprimat între carcasa 2 și discul de presiune 3 prin
rezemarea de carcasă prin cercul bazei mari. Starea decuplată se obține prin deplasarea man șonului
de decuplare 4 în sensul săgetii, respectiv prin departarea man șonului de volantul motorului.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
59
Fig. 3.5. Construcția ambreiajulu i cu arc diafragmă :”t ras”
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 51
3.1.4. Mecanismul de acționare a ambreiajului
Pentru ambreiajul mecanic cu discuri există două stări în timpul funcționării: cuplat și
decuplat. Acțiunea de debreie re, realizată prin sistemul de acționare care are rolul de a desface
legătura de cuplare, produce trecerea dintre starea cuplată și starea decuplată a ambreiajului.
Există o serie de cerințe ce trebuie îndeplinite de către sistemele de acționare, în veder ea
corespondenței dintre partea constructivă și cea funcțională:
– Cuplarea și decuplarea să se realizeze rapid și total;
– Pedala să fie acț ionată cu o forță minimă, 80120 N pentru cursele de 80120 mm;
– Jocurile cauzate de uzuri normale să fie compensate auto mat;
– Construcția să fie simplă și sigură de utilizat.
Din punctul de vedere al construcției, există mai multe tipuri de sisteme de acționare:
– Acționare mecanică
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
60
– Acționare hidraulică
– Acționare electromagnetică
3.2. Calculul ambreiajelor mecanice
3.2.1. Determinarea p arametrilor de bază
Calculul ambreiajului presupune stabilirea dimensiunilor pentru elementele principale, față
de valoarea momentului motor și ținând cont de parametrii constructivi ai autoveiculului. Părțile
componente în ceea ce privește calcului ambr eiajului sunt determinarea dimensiunilor garniturilor
de frecare; calculul arcurilor de presiune; calculul arborelui; calculul mecanismului de acționare.
Parametrii de bază necesari pentru calculul ambreiajului sunt:
– Coeficientul de siguranță,
– Presiunea specifică,
– Creșterea de temperatură din ambreiaj la momentul pornirii de pe loc.
a. Determinarea coeficientului de sigu ranță a ambreiajului, β
Acționarea ambreiajului, fazele de cuplare și decuplare a acestuia, presupun în timpul funcționării
frecări normale care duc inevitabil la uzura discurilor conduse și nu numai. Această uzură determină
în cazul garniturilor de frecar e o slăbire a arcurilor, ceea ce implicit înseamnă o modificare a forței
de apăsare. Pentru a evita imposibilitatea de a transmite momentul maxim motor, se alege
momentul capabil mai mare decât momentul maxim motor. În această situație intervine coeficient ul
de siguranță, care este de fapt valoarea raportului dintre momentul de calcul al ambreiajului M c și
momentul maxim motor M max :
1MM
maxa= .
În acest mod se poate obține valoarea pentru momentul necesar al ambreiajului.
Momentul maxim al motorului trebuie să fie deci mai mic decât momentul de frecare a
ambreiajului. Acest lucru este necesar pentru transmiterea momentului maxim a l motorului, evitând
patinarea ambreiajului pe întreaga durată de funcționare, chiar și în cazul uzurii garnituri i de
frecare, moment în care forța de apăsare exercitată de arcurile de presiune scade.
]/ [max m daN M Mc=
(3.1)
Vom alege valoarea c oeficientului maxim de siguranță
ținând cont de recomandările din
literatura de specialita te referință , luând în considerare modelul ambreiajului și condițiile de
exploatare ale automobilului. Astfel pentru autoturisme avem:
= 1,3…1,75.
Alegem
= 1,31 datorită următoarelor criterii:
– Evitarea situației în care ambreiajul patinează după uzura garniturilor;
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
61
– Forța necesară acționării pedalei ambreiajului să fie optimă, fără să solicite un efort mare din
partea conducătorului
m daN MM
cc
/ 4763,1181041,1431,1
==
b. Presiunea specifică p 0
Presiunea specifică dintre suprafețele de frecare ale ambreiajului este raportul dintre forța de
presiune exercitată de arcuri și aria suprafeței de frecare a ambreiajului.
] MPa[AFp0=
(3.2.)
În cazul garniturilor de frecare de ferodou, va loarea admisă pentru presiunea specifică este:
=25,3…5,1cmdaNpa
c. Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului (Δt )
În situația patinării ambreiajului, lucrul me canic de frecare se transformă în căldură, ceea ce
duce inevitabil la încălzirea ambreiajului. Acest aspect se poate verifica prin aprecierea unei creșteri
de temperatură
la discul cel mai solicitat termic. Pentru ambreiajul monodisc , această verificare
se aplică discurilor de presiune, întrucât discul termic este izolat prin intermediul garniturilor de
frecare.
Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune, aflate în cont act direct cu planul de
alunecare, cu relația :
pmcLt=
[˚C] (3.3)
adoptata marime t _ 10→=
unde:
Δt – creșterea de temperatură; [˚C]
– coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al ambreiajului;
= 0,5
mp – masa pieselo r ce se încălzesc; [kg]
c – căldura specifică a pieselor; c = 500 J/kg OC pentru fontă și oțel;
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
62
L – lucrul mecanic de patinare, dat de relația:
m daNiirG L
Ir
a / 3,3572
022
= (3.4)
unde:
▪
aG =1916,5 – greutatea totală a autovehiculului, exprimată în daN;
▪
rr – raza de rulare pentru roțile motoare, exprimată în metri
▪
m 311,0=rr
(3.5)
0r-
raza liberă a roții care se p oate determina pe baza caracteristicii anvelopei
▪ iI – raportul de transmitere pentru treapta întâi de viteză
▪ i0 – raportul de transmitere pentru transmisia principală
Din relația (3.4) se obține:
m daN 1169,3401107,4 3947,3311,05, 19163,3572 22
==
LL
3.2.2. Dimensionarea garnit urilor de frecare
Calculul garniturilor de frecare se referă la: determinarea dimensiunilor pen tru garnitură,
calculul presiunii și verificarea la uzură.
Figura 3.6. Garnitura de frecare a ambreiajulu i
Raza exterioară de la garnitura de frecare se obține cu relația:
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
63
()mmciMRe 2max
110−= (3.6)
unde:
▪
– coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului și al automobilului.
= 25…30
m daNcm
2 pentru ambreiaj monodisc de autoturisme
Alegem
= 27
m daNcm
2
▪ I = 2 – numărul perechilor de suprafețe aflate în contact
▪
ei
RRc=
pentru autovehicule c = 0,55 -0,75
Alegem c = 0,7.
Pentru motoare care funcționează optim la un număr d e turații mult mai mare, se pot alege
valori superioare pentru c, astfel că la periferie sunt mai intense alunecările dintre suprafețele de
frecare.
()
mm RRR
iee
3093,747,0* 0133,109mm 0133,1097,0121041,1427102
= ==−=
𝑅𝑚𝑒𝑑= 𝑅𝑒+𝑅𝑖
2=109 ,0133 +74,3093
2=91,6613 [mm] (3.7)
Având în veder e standardizarea dimensiunilor pentru garniturile de frecare, vom alege,
ținând cont de STAS 7793 -83 valorile care sunt superioare cele mai apropiate de valoarea calculată
anterior.
Tabel 3.1
Dimensiunile pentru garnitura de frecare aleasă d in STAS 7793 -83
De
150
160
180
200
225
250
280
300
305
310
325
350
380
400
420
Di
100
110
120
130
150
150
155
165
165
165
175
185
195
200
220
220
g
2,5
3,5
2,5
3,5
3,5
3,5
3,5
3,5
3,5
3,5
3,5
4; 6
4; 6
4; 6
4; 6
5;6
5;6
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 74
– diametrul exterior al garniturii de frecare:
=eD 225 mm
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
64
– diametrul interior al garnituri de frecare:
=iD 150 mm
– grosimea g =3,5 mm
Raza exterioară a garniturii:
mm RRmmDR
eee
e
5.1122225][2
===
(3.8)
Raza interioară a garniturii:
mm RRmmDR
iii
i
752150][2
===
(3.9)
Raza medie a suprafeței de frecare se determină cu relația:
mm RRmmR RR RR
mmi ei e
m
9575 5.11275 5.112
3232
2 23 32 23 3
=−−=−−= (3.10)
Condiția ca
cM momentul de calcul să fie egal cu
aM momentul de frecare poate fi dedusă
din următoarea ecuație:
daNRciMF
m fa3 max10=
(3.11)
▪
cF – forța de apăsare pe discul de presiune;
▪
– coefi cientul de frecare dintre discurile ambreiajului; pentru frecare ferodou fontă
= 0,25…0,35. Adoptăm
= 0,29.
▪
fc – coeficient pentru frecarea dintre butucul discul ui condus și arborele
ambr eiajului.
Pentru ambreiaje monodisc
fc = 0,90…0,95
Adoptăm
fc =0,92
Din relația (3.11) se obține mai departe:
daN 483,364109592,0229,01041,1431,1] [10
33 max
===
aam fa
FFdaNRciMF
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
65
3.2.3. Calculul p ărții condu cătoare
3.2.3.1. Dimensionarea discului de presiune
Asimilând discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei: raza exterioară
red=Re+(3…5) mm, raza interioară r id=Ri-(3…5) mm, R e, R i fiind razele exterioară, respectiv
interioară ale dis cului condus, se obține din relația (6.21), înălțimea necesară a discului de presiune
este:
ℎ𝑑=𝐿·𝛼
𝑐·𝜋·𝜌·∆𝑡·(𝑟𝑒𝑑2−𝑟𝑖𝑑2) (3.12)
Fig.3.7. Dimensionarea discului de presiune
𝑟𝑒𝑑=𝑅𝑒+(3…5)=109 ,0133 +4=113 ,0133 𝑚𝑚 (3.13)
𝑟𝑖𝑑=𝑅𝑖−(3…5)=74,3093 −4=70,3093 mm (3.14)
ℎ𝑑=340116 ,9·0.5·105
500 ·𝜋·7800 ·10·(113 ,01332−70,30932)
ℎ𝑑=0.001773 (3.15)
Se adoptă: 17 mm
3.2.3.2. Calculul elementelor de legătură
La legătura prin bri de, calculul cuprinde calculul niturilor de fixare a bridelor elastice de
carcasă și respectiv de discul de presiune cu relațiile:
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
66
pentru strivire:
] [MPaRgdzM
RAzMM
sa
s== (3.16)
pentru forfe care:
] [4
4MPaRd zM
RAzMM
fa
f== (3.17)
unde: A s=d.g este aria de strivire; A f=
44d – aria de forfecare; d – diametrul nitului; g -grosimea
bridei; R -raza medie de dispu nere a bridelor; z – numărul bridelor.
Fig.3.8. Soluții de fixare între discul de presiune și carcasa ambreiajului:
a- fixarea prin umăr; b – fixarea prin canelură; c – fixarea prin bride
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 82
unde:
d = 8 mm
g = 3,5mm
Rmed = 92,6613 mm, raza medie de dispunere a bridelor.
z = 5 bride
-pentru strivire:
𝜎𝑆=1.31·141 ,1041 ·103
5·8·3.5·92,6613=14,249 𝑀𝑃𝑎 <
as = 60…80 MPa, pentru OLC 45 (3.18)
-pentru forfecare:
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
67
𝜏𝑓=4·1.31·141 ,1041 ·105
5·𝜋·84·92,6613=12,4020 𝑀𝑝𝑎 < 𝜏𝑓=60…80 𝑀𝑃𝑎 ,𝑝𝑒𝑛𝑡𝑟𝑢 𝑂𝐿𝐶 45 (3.19)
3.2.4. Calculul părții conduse
3.2.4.1. Calculul arborelui ambreiajului
Figura 3.9. Arborele ambreiajului
Frățilă, Gh., Calculul și constru cția automobilelor, Ed. Didactică și Pedagogică, București,
1977, pagina 135
Solicitările de torsiune care au un moment echivalent cu momentul de calcul de la ambreiaj
și solicitările de strivire și forfecare de la nivelul canelurilor, unde glisează discul condus afectează
arborele ambreiajului. Condiția de rezistență la torsiune este utilizată pentru a determina diametrul
interior pentru arborele, de unde reiese relația:
cm 9827,20 10002.010 1041,1431,13][ 2.0103
55
max
===
iitai
ddcmMd
(3.20)
Vom alege
ta =1000 daN/c m2.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
68
Arborele ambreiajului este confecționat din oțel aliat, folosit la cementare 21MoCr12
conform STAS 1769 -86.
Tabel 3.2.
z 6 8 10
de 14 16 20 22 25 28 32 34 38 42 48 54 60 65 72 82 92 102 112 125
di 11 13 16 18 21 23 23 28 32 36 42 46 52 56 62 72 82 92 102 112
b 3 3,5 4 5 5 6 6 7 6 7 8 9 10 10 12 12 12 14 16 18
Având în vedere că dimensiunile arborilor canelați sunt standardizate, din STAS 1769 -86
vom alege următoarele dimensiuni:
– diametrul interior al canelurii d i=21 mm
– diametrul exterior al canelu rii d e=25 mm
– numărul canelurilor z=6
– lățimea canelurilor b=5 mm.
Verificarea în cazul strivirii canelurilor pentru arborele ambreiajului se realizează cu relația:
2222
max
5693,46)1,25,2(3,25,2610 1041,1431,14 ) (10 4
cmdaNPPcmdaN
ddhlzMP
ssi es
=+=
+=
(3.21)
unde:
▪ l – lungimea butucului pentru discul condus
Luând în considerare că lucrul se realizează în condiții obișnuite, alegem lungimea discului
condus l = d e = 2,5 cm.
▪ h – înălțimea canelurii arborelui
cm 2,321,25,2][ 2
=+=+=
hhcmddhi e
(3.22)
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
69
Știind că P sa, rezistența admisibilă la strivire a canelurilor arborelui de la ambreiaj este
cuprinsă între 200 și 250daN/cm2, se poate obser va că P s<Psa , astfel că se poate afirma că arborele
este rezistent la strivire.
Verificarea în cazul forfecării se poate realiza cu relația:
2222
max
21,4218)1,25,2(55,2610 1041,1431,14 ) (10 4
cmdaNcmdaN
ddblzM
ffi ef
=+=
+=
(3.23)
Rezistența admisibilă în cazul forfecării este:
=2300…200cmdaN
fa .
Având în vedere inegalitatea
fa f afirmăm că arborele este rezistent la forfecare.
3.2.4.2. Calc ulul arcului elementului suplimentar
Arcul elementului suplimentar este de tip elicoidal. E ste utilizat pentru reducerea rigidității
cauzate de transformare, amortizează șocurile și previne apariția fenomenului de rezonanță la
frecvențe înalte ale oscilaț iilor prezente în torsiunea din transmisie.
Pentru o funcționare corespunzătoare a element ului elastic suplimentar, este nevoie ca
momentul de torsiune utilizat pentru comprimare până la limita opritorilor să fie egal cu cel produs
de forța de aderență d e la roțile motoare, în situația unui drum uscat, care are coeficientul de
aderență
8.0= , fiind redus în treapta I de viteză la arborele ambreiajului. Se cunoaște că numărul
de arcuri prevăzute la elementul elastic suplimentar este
ez cuprins între 8 și 12 arcuri în cazul
diametrului exterior al ambreiajului
mm De250 . Vom alege z e=10 arcuri. Montarea arcurilor în
interiorul butucul discului se realizează în mod pretensionat prin intermediul comprimării, utilizând
o săgeată de proporție 10 -13% din lungimea liberă a arcului.
Se consideră c a asupra arcur ilor elementului elastic se exercită solicitări de către momentul
maxim admis de aderență:
mNiir GMc
t sr ad
arc === 0421,14197.0 1107,4 3947,3311,08,0 3951, 7673
01
(3.24)
unde:
Gad – greutatea aderentă a automobilului;
φ – coeficientul de aderență a drumului;
is1 – raportul de transmitere al primei trepte;
i0 – raportul de transmitere al transmisie principale;
ηt=0,97 – randamentul transmisiei.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
70
În cazul în care raza medie de dispunere a arcurilor R m = 60 mm și dacă toate arcurile z = 6
participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forța de calcul devine:
mNRzMFc
mc
arc === 1783,3906,060421,141
(3.25)
Valoarea maximă pentru săgeata arcului se obține din condiția ca amplitudinea un ghiulară admis ă
de elementul elastic să se încadreze în intervalul θ= (7 -10)°
mm R fm 3503.8 8sin60 sin0
max ===
(3.26)
Arcurile folosite la componenta elastică suplimentară de la ambreiaj pres upun următoarele
caracteristici:
– diametrul sârmei arcului d = 3 -4 mm. Alegem d=4 mm.
– diametrul spirei arcurilor D = 14 -19 mm. Alegem D=17 mm.
– numărul total de spire a arcurilor
=sn 6 spire. Alegem n s=6 spire.
3.2.4.3. Calcul nituril or de fixare a discului propriu -zis pe butucul ambreiajului
Niturile utilizate pentru fixarea discului propriu -zis pe flanșa butucului se confecționează
din OL 38 și sunt supuse solicitărilor ce țin de forfecare și strivire. Verificarea rezi stenței acesto r
nituri în cazul forfecării se realizează utilizând relația:
=2 2max
4cmdaN
dzrM
n
n nf (3.27)
unde:
▪
nr – raza cercului unde sunt dispuse niturile pentru fixare
Constructiv
nr =4-8 cm. Alegem r n = 6 cm.
▪
nd – diametrul unui nit
Constructiv
nd = 0,6 -1 cm. Alegem d n = 0,8 cm.
▪
nz – numărul niturilor
Constructiv
nz = 3-6 nituri. Alegem z n=5 nitur i.
Dezvoltând relația (4.76) se obține:
222
5252,122
48,05610 1041,1431,1
cmdaN
ff
==
Valoarea rezistenței admisibile în cazul forfecării pentru niturile de fixare
2300cmdaN
af=
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
71
Considerând această valoare și calculul anterior, se observă că
af f de unde se
deduce faptul că niturile rezistă în situația de forfecare.
În ceea ce privește situația de strivire a niturilor, rezistența acestora se poate verifi ca din
relația:
=2max cmdaN
ldzrMp
n n n nS (3.28)
unde:
▪
nl – lungimea componentei active a nitului;
În construcție
nl = 0,2 -0,4 cm. Adoptăm l n = 0,3 cm.
Din relația (45) se obține:
22
6162,256 3,08,05610 1041,1431,1
cmdaNpp
SS
==
Se cunoaște că valoarea rezistenței admisibile în situația de strivire pentru niturile folosite la
fixare este
=2 900…800cmdaNpsa .
Din calcul ul anterior și considerând valoarea menționată mai sus, se observă faptul că
sa sp p
rezultă că niturile sunt rezistente în situația de strivire.
3.2.5. Calculul arcului diafragmă
Elementele geometrice ale unui arc diafragmă sunt prezentate în figura 6.11. Se consideră
că arcul diafragmă prezintă două elemente funcționale reu nite într -o singură piesă: partea
tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, și lamelele, care sunt de
fapt pârghii încast rate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debreiere.
Fig.3.10 . Construcția arcului diafra gmă
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 75
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
72
Tabel 3.3.
Elemente le arcului diafragmă
Denumire Simbol Unitate de
măsură Dimensiunea
Diametrul exterior al
diafragmei d1 [mm] 215
Diametrul de sprijin d2 [mm] 135
Diametrul manșonului de
presiune d3 [mm] 50
Numărul de tăieturi ale
diafragmei z [-] 18
Lățimea tăieturii dintre
lamele c [mm] 3
Grosimea arcului diafragmă s [mm] 2,5
Săgeata la plat h [mm] 5
– d1, d2, d3, S, H, h – dimensiunile arcului diaf ragmă;
– 1, 2, 3, 4, poziția reazemelor;
– z – numărul de brațe;
– – unghiul sectorului care revine unui braț ( = 360 o/z);
– F – forța de ambreiere;
– Q – forța de debreiere;
– F1, Q1 – forțele de ambreiere și debreiere ce revin unui sector al modelulu i (F1=F/z; Q1=Q/z)
E – modulul de elasticitate al materialului;
– coeficientul lui Poisson;
f – deformația arcului în dreptul diametrului d2;
S – grosimea discului;
k1, k2, k3 – coeficienți de formă cu valorile:
−
=
−−
=
−−+
−
= 1
ln3;1
ln1
ln6;
ln21
1
21
213
2121
212
21 2 12 12
12
1dd
ddk
dddd
ddk
dd dddddd
k
(3.29)
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
73
Experiment al s-a constatat că, în timpul deformării, generatoarele arcului dis c rămân practic
rectilinii, iar lamelele de debreiere se încovo aie între circumferințele d 2 și d 3 comportându -se ca
niște pârghii încastrate în arcul disc de aceea deformațiile din timpul debreierii se vor determina în
două etape: în prima etapă se calculează deformația care provine din deformația arcului disc în
ipoteza că brațele sunt rigide, iar în a doua etapă se însumează deformația suplimentară de
încovoiere a brațelor.
Deformația ar cului disc încărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferințele de
diametre d 1 și d 2 se face cu relația:
()()
+
−−
−=2
2
1 122 14Sfhfh
dkfSEF
(3.30);
Care reprezinta caracteristica de elasticitate a arcului disc in timpul cuplarii.
Pentru calculul deformatiil or in timpul debreierii se foloseste modulul din figura 3.11, unde:
Fig. 3.11. Schema pentru calculul deformațiilor
Tabacu, I., Transmisii mecanice p entru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 78
q = q 1 + q 2, (3.31)
cu:
2 13 2
1ddd df q−−=
și
IEz)d d(Qq−=243
3 2
2 (3..32);
Unde:
𝐼=𝑏∙𝑆3
12 – momentul de iner ție al sec țiunii lamelei;
b – baza mare a lamelei;
Ψ – coeficientul de forma al lamelei
Pentru forța Q, din condiția de echilibru a forțelor (fig. 3.11. ), se obține:
𝑄=𝐹∙𝑑1−𝑑2
𝑑2−𝑑3 (3.33)
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
74
𝑘1=1
𝜋∙(1−𝑑2
𝑑1)2
𝑑1+𝑑2
𝑑1−𝑑2−2
ln𝑑1
𝑑2 (3.34)
𝑘2=6
𝜋∙ln𝑑1
𝑑2∙(𝑑1
𝑑2−1
ln𝑑1
𝑑2−1) (3.35)
𝑘3=3
𝜋∙ln𝑑1
𝑑2∙(𝑑1
𝑑2−1) (3.36)
Tabel 3.4.
Date necesare pentru diagrama de elasticitate a arcului diafragmă
f F Q q1 q2 q F1 Q1
0 0 0 0 0 0 0 0
0,5 1201 1131 0,5313 0,1156 0,6468 66,75 62,82
1 2109 1985 1,0625 0,2029 1,2654 117,18 110,29
1,5 2756 2594 1,5938 0,2651 1,8589 153,12 144,11
2 3175 2988 2,1250 0,3054 2,4304 176,38 166,00
2,5 3398 3198 2,6563 0,3268 2,9831 188,76 177,66
3 3457 3254 3,1875 0,3326 3,5201 192,08 180,78
3,5 3387 3188 3,7188 0,3258 4,0445 188,15 177,09
4 3218 3029 4,2500 0,3096 4,5596 178,79 168,28
4,5 2985 2809 4,7813 0,2871 5,0683 165,81 156,05
5 2718 2558 5,3125 0,2615 5,5740 151,01 142,12
5,5 2452 2308 5,8438 0,2358 6,0796 136,21 128,20
6 2218 2088 6,3750 0,2134 6,588 4 123,22 115,97
6,5 2049 1929 6,9063 0,1971 7,1034 113,86 107,16
7 1979 1862 7,4375 0,1903 7,6278 109,93 103,47
7,5 2039 1919 7,9688 0,1961 8,1648 113,26 106,59
8 2261 2128 8,5000 0,2175 8,7175 125,64 118,25
8,5 2680 2522 9,0313 0,2578 9,2891 148,89 140,13
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
75
Fig. 3.12. Caracteristica de elasticitate a arcului diafragm ă
3.2.6. Calculul mecanismului de acționare mecanică
În urma unor analize de tip tehnico -economic, s -a hotărât alegerea unui sistem de acționare
mecanică, având în vedere următoarelor avanta je:
– construcție simplă și ieftină;
– întreținere ușoară;
– reglare ușoară a jocurilor apărute în urma funcționării;
– randament ridicat;
Schema de acționare este a ambreiajului este prezentată în figura 3.13.:
05001000150020002500300035004000
0 2 4 6 8 10Q [N]
q [mm]Caracteristica de elasticitate a arcului diafragma in timpul
cuplarii
F (q)
Q (q)
Q (q1)
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
76
Figura 3.13. Schema de acționare mecanică a ambreiajului.
Frățilă, Gh., Calculul și construcția automobilelor, Ed. Didactică și Pedagogică, București, 1977,
pagina 140
Raportul de transmisie al mecanismului de acționare mecan ic se obține cu relația:
t p a iii=
(3.37)
unde:
▪
pi – raportul de transmisie pentru pârghiile de debreiere;
feip= (3.38)
▪
ti – raportul de transmisie al pedalei și furcii ambreiajului;
dc
bait=
(3.39)
unde: a, b, c, d, e, f reprezintă distanțele conform fig.3.13.
Se adoptă din punct de vedere al construcției următoarele dimensiuni pentru mecanismul de
acționare:
a = 117mm; b = 40mm; c = 96mm; d = 65mm;
e =60mm; f =18mm.
Din relația (3.37) se obține:
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
77
𝑖𝑝=60
18
𝑖𝑝=3,33
Relația (3.38) devine:
𝑖𝑡=117
40⋅96
65
𝑖𝑡=4,3173
Din dezvoltarea relației (3.36) rezultă:
𝑖𝑎=3,33⋅4,317 3
𝑖𝑎=14,3908
Valorile des utilizate pentru rapoartele de transmisie a mecanismului de acționare sunt
cuprinse între 30 și 45 conform literaturii de specialitate. Considerând valoarea calculată anterior,
aceasta se încadrează între capetele intervalul ui admis. În aceaș i manieră, limitele pentru
randamentul mecanismului de acționare sunt 0.8 și 0.85, implicit vom alege
8.0=a .
Forța de acționare a pedalei ambreiajului se determină cu relația:
𝐹𝑝=𝛽⋅𝑀3𝑚𝑎𝑥
𝜇⋅𝑖⋅𝑅𝑚⋅𝑖𝑎⋅𝜂𝑎 (3.40)
𝐹𝑝=1,31⋅14,1041 ⋅103
0,29⋅2⋅109 ,0133 ⋅14,3908 ⋅0,91
𝐹𝑝=21,3142 daN
3.2.7. Cursa de ac ționare a pedalei
Cursa de acționare a pedalei se află cu relația:
( )mm ii S St p f l p += ) (1
(3.41)
unde:
▪
lS – cursa liberă a rulmentului de presiune
lS = 2…4 mm
Se adoptă
lS =3 mm
Din relația ( 3.41) rezultă:
𝑆𝑝=(3+(3,03⋅3,33))⋅4,3173
𝑆𝑝=56,513 mm
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
78
4. CALCULUL CUTIEI DE VITEZE
4.1. Considerații generale
Automobilul echipat cu motor termic are drept caracteristic ă faptul c ă puterea maxim ă se
realizeaz ă la tura ție ridicat ă. În exploatare automobilul întâmpină rezisten țe la înaintare diferite în
funcție de viteza de deplasare, starea drumului, gradul de încărcare, condi ții climatice, etc. Astfel
automobilul necesit ă putere mare la vitez ă mare, dar și putere mare la vitez ă mică, de aici apare
necesitatea unui dispozitiv care s ă permit ă schimbarea tura ției în timpul mersului, dar și schimbarea
momentului ro ților motoare, asigur ând în acela și timp utilizarea integral ă a puterii motorului în
orice regim de func ționare.
Cutia de viteze reprezint ă astfel dispozitiv ul care ar executa func ția de variator de tur ație și
cuplu în transmisia automobilului, permite inversarea sensului de mers al automobilului și asigur ă
funcționarea în regim de mers în gol în staționare.
Functiile cutiei de viteze
Cutia de viteze permite prin rapoarte diferite de transmisie definite ca trepte de viteze,
punerea de acord a performan țelor motorului cu cerin țele energetice generate de necesitatea
deplas ării automobilului, asigur ând performan țe de deplasare, consum de combustibil și
caracteris tici de poluare acceptabil e. Dac ă ținem cont de necesarul de trac țiune al automobilul ui și
limitele motorului termic spunem c ă o cutie de viteze are umatoarele func ții:
-adapteaz ă caracteristica de cuplu a motorului la varia ția rezisten ței la înaintare pr in
schimbarea raportului d e transmisie – considerat ă funcție principal;
-permite decuplarea motorului de transmisie permi țând astfel func ționarea motorului cu
automobilul imobilizat, prin întreruperea lan țului cinematic, cu aducerea în pozi ție neutr ă a
elementelor de cuplare ;
-inverseaza sensul de mers al automobilului, deoarece sensul de rota ție al motorului este
unic;
Cerin țele cutiei de viteze
-realizarea unui num ăr mare de rapoarte de transmisie adaptate la caracteristica motorului cu
care se lucr ează, pentru a realiza performan țe dinamice, de consum de combustibil și de poluare
optime ;
-construc ție robust ă, simpl ă și ușoară;
-manevrabilitate comod ă, exact ă;
-siguran ță și întreținere u șoara în exploatare ;
-gamă largă de utilizare .
Modificarea r apoartelor de transmitere a cutiei de viteze se poate face în mod continuu sau
cu varia ție continu ă, în trepte, sau combinate. Astfel cutiile de viteze sunt el ectrice, hidraulice sau
mecanice.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
79
Cele mai rasp ândite cutii de viteze sunt cele de construc ție mecanic ă, transmisia realizandu –
se prin angrenaje cu ro ți dințate, pe care le denumim cutii de viteze în trepte. Ac ționarea cutiilor de
viteze se poate face automat, semiautomat sau manual.
Pentru realizarea treptelor se folosesc lan țuri cinem atice de tip paralel în numar egal cu al
treptelor de vitez ă realizate. Aceste lan țuri cinematice sunt realizate din mecanisme cu ro ți dințate și
axe mobile sau fixe , care formeaz ă mecanismul reductor al cutiei de viteze. Func ționarea într-o
anumit ă treapt ă se realize aza prin solidarizare la rota ția arborelui de sus ținere cu roata liber ă
folosind un mecanism numit mecanism de cuplare a treptelor, comand a cuplarii, men ținerea
acesteia și selectarea treptei realiz ându-se prin mecanismul de ac ționare.
Raportu l de transmi tere din mecanismul reductor al cutiei de viteze în trepte mecanic ă se
realizeaza prin:
-un singur angrenaj cu ro ți dințate av ând axele fixe la cutia cu doi arbori
-două angrenaje cu ro ți dințate av ând axele fixe la cutia cu trei arbori
-trei angrenaje cu ro ți dințate, dou ă cu axe fixe similar cuti ei cu trei arbori și celălalt cu axe
mobile – reductor planetar similar cutiei cu multiplicator planetar.
Treapta de mers înapoi se realizeaza cu trei ro ți dințate folosind o roat ă intermediar ă care se
monteaz ă pe un ax suplimentar, angrenarea se face simultan cu roata condus ă și cea conduc ătoare
dar nu se intervine în raportul de transmitere.
Soluțiile de organizare cinematic ă în func ție de arborii și dispunerea mecanismului reductor
sunt:
-mecan ism reductor cu doi arbori, unul primar și unul secundar;
-mecanism reductor cu trei arbori, cu dispunere longitudinal ă, arbore primar, secundar și
intermediar;
La autoturismele și autoutilitare derivate din autoturisme cu motoare dispuse transversal
cutiile de vite ze cele mai frecvente sunt cele cu doi arbori și care dispun de 5 sau 6 trepte de vitez ă.
Arbore le primar care mai este denumit și ca arborele de intrare este cel care recep ționeaz ă
prin intermediul ambreiajului mi șcarea de la arborele motorului și pe ca re sunt mon tate roțile
conduc ătoare ale angrenajelor;
Arborele secundar denumit și ca arbore de ie șire pe care sunt montate ro țile conduse din
angrenaje și prin intermediul lui se tr ansmite mi șcarea c ătre puntea motoare în mod direct sau
indirect;
Cutia de viteze cu doi arbori are ca principale caracteristici urmatorele:
-intrarea și iesirea se realizeaz ă de aceea și parte, dar la o anumit ă distan ță dată de axele
angrenajelor, soluție valabil ă în cazul transmisiei de tip ,,totul fa ță” iar carterul este co mun cu
diferen țialul;
-intrare și iesire în părți opuse, în acest caz motorul este în față iar puntea motoare în spate,
soluție specifică autoutilitarelor u șoare;
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
80
Tabelul 4.1.
Diagrama cinematică și functională pentru cutia de viteze in cinci trepte
Arbori si
roti Mecanism Raport de
Treapta ap as cuplare Transmitere
1 2 3 4 5 6 1' 2' 3' 4' 5' 6' Mc Icv
I x x S1
zzicv'=
II x X
III x x S2
IV x x
V x X S3
R x x B
66'
zzicv=
Figura 4.1 : Schema cinematic ă a cutiei de viteze cu doi arbori
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
81
Pe arborele primar notat cu "ap" se găsesc între lag ăre roțile fixe 1 2 3 4 și roata liberă 5
montata în consola ; roțile 1 2 3 4 și 5 sunt angrenate permanent cu roțile 1' 2' 3' 4' care sunt montate
libere și roata fixa 5' pe arborele secundar notat cu "as".
În imediata apropiere a roților libere sunt mon tate mecanismele de cuplare cu sincronizare
s1, s2, și s3, ce servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru obținerea treptelor de mers înainte.
Modul de funcționarea a cutiei de viteze în pozi ția pentru mers înainte cu cuplare într-o
treaptă oarecar e se desf ășoara astfel : de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar
"ap", roții dințate conducătoare r care corespunde treptei respective , roții dințate conduse r' și
arborelui secundar "as".
Legătura între roata liberă și arborele pe car e acesta se sprijină se face prin dantura de
cuplare a sincronizatorului s la deplasarea manșonului acestuia din poziția neutră.
Cu ajutorul r oților dințate 6, fix ata pe arbore primar și 6', solidară cu manșonul de cuplare al
sincronizatorului s2 se reali zează treapta de mers înapoi. Inversarea sensului de rota ție este posibilă
numai în poziția neutră a sincronizatoarelor s1, s 2, și s3 se face prin mutarea roții baladoare
intermediare rb, în așa fel încât să fie angren ată simultan cu celelalte roți dințate 6 și 6'. Aflarea în
angrenare a celor trei roți determină inversarea sensului de mișcare la arborele secundar față de
cazul cuplării treptelor de mers înainte.
Func ționarea cutiei de viteze se face conform figuri lor 4.2., 4.3. și 4.4. astfel:
– în treapa I, prin deplasarea axial ă a mecanismului de cuplare "s1" spre stânga , prin
parcurgerea urmatorului lan ț cinematic: ap -1-1'-s1-as,
– în treapta II, prin deplasarea mecanismului de cuplare "s1" spre dreapta, dup ă aducerea în
prealabil a ace stuia în poziția d e punct mort, prin parcurgerea urmatorului lant cinematic : ap -2-2'-
s1-as;
– în treapta III s e deplas eaza axial mecanismului de cuplare "s2" spre st ânga prin lan țul
cinematic: ap -3-3'-s2-as, realiz ându-se o solidarizare a ro ții din țate 3 cu arborele secund ar.
– în treapta IV se aduce mecanismului de cuplare s2 în pozi ția de liber și se deplas eaza spre
dreapta prin lan țul cinematic: ap -4-4'-s2-as.
– în treapta V, se deplas eaza mecanismului de cuplare "s3" spre st ânga, prin lan țul
cinematic: ap -5-5'-s3-as
– treapta de mers înapoi se realizează prin aducerea în pozi ția de liber a mecanismelor de
cuplare s1, s2, s3 și mutarea axiala a ro ții baladoare notat ă B spre stânga, lanțul cinematic este: ap –
6-B-s2-as. Aflarea în angrenare a celor trei roți determină inve rsarea sensului de mișcare la arborele
secundar față de cazul cuplării treptelor de mers înainte.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
82
Figura 4.2 . Lanturile cinematice ale treptelor de viteza , treapta I si II
Figura 4. 3. Lanțurile cinematice ale treptelor de vitez ă, treapta III și IV
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
83
Figura 4. 4. Lanțurile cinematice ale treptelor de viteza, treapta V și mers înapoi
4.2. Calculul angrenajelor
În cadrul etapei de c alculul al cutiei de viteza este cuprinsă dimensionarea și verificarea
angrenajelor, arborilor, calculul si alegerea rulmenț ilor, dimensionarea dispozitivelor pentru
cuplare a treptelor de viteza, calculul de dimensionare și verificare a elementelor componente ale
mecanismului de acționare.
Etapele de calcul ce trebuiesc parcurse pentru dimensionarea angrenajelor sunt formate d in
dimensionarea g eometric ă și cinematică, verificarea de rezistență și durabilit ate.
4.2.1. Dimensionarea geometrico -cinematică
Pentru dimensionarea angrenajelor este necesar să se stabileasc ă numărul de dinți din
compunerea r oților care formeaza angrenajele , dimensionarea ini țială a modulului danturii,
stabilirea distanței între axe și a elementelor de tip geometric ce compun roțile și angrenajel e.
Proiectarea cutiei de viteze poate fi precedată de o studi ere a soluțiilor existente la alte cutii
de viteze , ce sunt utilizate la automobilele din aceea și gam ă cu automobilul proiectat. În aceste
condiții, pentru calculele de predimensionare este recomand at ca în cazul modulul ui danturii roților
dințate să fie adoptate valori similare, existente și care s -au do vedit a fi corespunzătoare.
Momentul se determină în funcție de momentul la arborele secundar M s pentru treapta a I -a:
𝑀𝑠=𝑀𝑀⋅𝑖𝑐𝑣1⋅𝜂𝑐𝑣1=141 ,1041 ⋅3,3947 ⋅0,97= 464 ,6359 𝑁⋅𝑚 (4.1)
unde:
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
84
– MM=141,1041 Nm : momentul maxim al motor ului;
– icv1=3,3947 : raportul de transmitere a treptei întâi de viteze;
– cv=0,97 : randamentul cutiei de viteze.
Valorile aflate spre limita inferioară vor fi alese pentru cutiile de viteze de autoturisme, unde
sunt necesare dimensiuni de gabarit mici iar funcționare a cât mai silențioasă, valorile aflate la
limitele superioare se vor alege pentru autoturismele care funcționează în condiții dificile de
exploatare adica autotu risme de teren .
Se adopt ă conform STAS 821 -82 modulul normal la valoarea :
mn=3 mm
Pentru d eterminarea distanței dintre axe precum și a numerelor de dinți ai roților dințate se
va face ținând u-se cont de:
– realizarea, rapoartelor de transmitere sa fi e determinate de condițiile de funcționare motor –
transmisie, ținându-se con t de faptul că roțile dințate vor avea un număr întreg de dinți;
– obținerea dimensiunilor minime privind gabaritul prin alegerea c ă la roat a cu cel mai mic
diametru, să fie folosit numărului minim de dinți;
Pentru roțile dințate din componenta cutiilor d e viteze cu doi arbori, num ărul de dinți ale
roților de pe arborele primar este dat de relația :
()cvkk
ki mAz+=1cos 2 (4.2)
iar pen tru ce l de pe arborel e secundar cu rela ția:
()cvkcvk k
ki mi Az+=1cos 2! (4.3)
unde cu icvk este notat raportul de transmitere al treptei k de viteze.
Având în vedere c ă se cunoa ște modulul normal, unghiul de înclinare al danturii și numărul
de dinți, se trece la determina rea elementel or geometrice ale roților dințate și ale angrenajelor.
Calculul de tip geometric și cinematic se realizeaz ă conform prevederilor STAS 12223 -84 care se
refer ă la „angrenaje paralele cilindrice exterioare, cu danturi înclinate în evolven ță”. Simbolurile și
termenii care vor fi folosiți în continuare sunt defini ți conform STAS 915 -80 și sunt centraliza ți în
tabelul 4.2 .
Datele inițial e necesare sunt prev ăzute în tabelul 4. 3, iar calculul elementelor geometrice din
compunerea angrenajelor sunt prezentate în tabelul 4. 4. Calculele geometrice și cinematice ale
angreenajelor au fost , efectu ate, cu o precizie ridicat ă. Pentru aceasta și pentru a se evita erori
dimensionale de calcul care pot dep ăși limita de 0,001 mm, se respect ă recomandarea privind
exprimarea funcțiilor trigonometrice folosindu -se o precizie de cel puțin 6…7 cifre zecimale și de
asemenea realizarea calculelor, se face în general, cu aceea și precizie .
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
85
În tabelul 4.4. sunt aratate valorile obținute în calculul geometric și cinematic aferent
fiecare i treapt e de viteză.
După ce s -a calculat numărul de dinți pentru pinion ului și roata corespunzătoare primei
trepte de viteze, se trece la calcul ul distanț ei dintre axe folosind u formula:
𝑎=𝑚𝑛⋅(𝑧1+𝑧1′)
2⋅𝑐𝑜𝑠 𝛽=3⋅(15+51)
2⋅𝑐𝑜𝑠 170=102 ,49 𝑚𝑚 (4.4)
Adopt a = 103 mm
Tabelul 4.2.
Simboluri și termeni
Nr.
poz. Denumirea elementului Simbol Formula de calcul
1 Unghi de inclinare β Β
2 Distanța între axe de referință a
()
cos21 1
+=mzza
3 Unghiul de presiune de referință
frontal t
=cos2n
ttgarctg
4 Unghiu l de angrenare frontal tw
=. cos arccost
wtwaa
5 Involuta unghiului t inv t
t t ttg inv −=
6 Involuta unghiului tw invtw
wt tw twtg inv −=
7 Coeficientul normal al deplasărilor
de profil însumate xns
( )t tw
nns inv invtgzzx −+=22 1
8 Coefici entul frontal al deplasărilor
de profil însumate xts
cos=ns tsx x
9 Coeficientul normal al deplasărilor xn1 xn1
xn2 xn2
10 Coeficientul frontal al deplasărilor
de profil xt1 xt1
xt1= xt2
11 Modulul frontal mt
cosn
tmm=
12 Diametrul de divizare d1
tmzd=1 1
d’1
tmzd=1 1
13 Raportul de transmitere i12
21
12zzi=
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
86
14 Diametrul de rostogolire dw1
2 11
12
zzzadw
w+=
dw2
2 12
22
zzzadw
w+=
15 Coeficientul normal de modificare
a distanței între axe yn
nw
nmaay−=
16 Coeficientul normal de micșorare
a jocului de referință la cap yn
n ns n y x y−=
17 Diametrul de picior
df1
( )a nn anf mx c h d d −−−=1* *
1 1 2
df2
( )a nn anf mx c h d d −−−=2* *
2 2 2
18 Înălțimea de referință a din telui h
( )nn an m c h h +=* *2
19 Diametru de cap de referință da1
h d df a += 21 1
da2
h d df f += 22 2
Tabelul 4.3.
Date inițiale
Nr.
poz. Denumirea elementului Simbol Indicația de
adoptare Standarde
aferente
1 Numărul de dinți:
– la pinion
– la roată z1 15
z’2 z’1= z1icv1=70
2 Modulul normal mn 2,25 STAS 822 -82
3 Unghiul de înclinare de divizare 170
4 Unghiul de presiune de referință
normal n n=200 STAS 821 -82
5 Coeficientul normal al capului
de referință h*an h*an=1 STAS 821 -82
6 Coeficientul normal al jocului de
referință la capul dintelui c*n c*n=0,25 STAS 821 -82
7 Coeficientul normal al adâncimii
de flancare a capului dintelui *aFn Recomandări
în STAS
821+82 Se folosește ca
dată inițială
numai la
danturi
flancate
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
87
8 Coeficientul normal al adâncimii
de flancare a capului dintelui Se indică prin
temă Se folosește ca
dată inițială
numai la
danturi
flancate
Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999, pagina 163
Tabelul 4.4.
Rezultate calcul parametrii
Nr.
crt. Param.
calculat Tr. I Tr. II Tr. III Tr. IV Tr. V
z1 z!1 z2 z!2 z3 z!3 z4 z!4 z5 z!5
1 17 21 23 26 31
2 a 103
3 t 20,8369 21,2991 21,5740 22,0457 23,0070
4 tw 20,8369 21,2991 21,5740 22,0457 23,0070
5 invt 0,016929 0,018126 0,018866 0,020184 0,023071
6 invtw 0,016929 0,018126 0,018866 0,020184 0,023071
7 xns 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
8 xts 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
9 xn 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
10 xt 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00
11 mt 3.1371 3.2134 3.2591 3.3378 3.4999
12 d 47.06 159.99 59.6 150.58 72.15 128.62 78.43 106.66 94.11 94.11
13 i’ 3.4 2.5626 1.783 1.36 1,000
14 dw 47.06 159.99 59.6 150.58 72.15 128.62 78.43 106.66 94.11 94.11
15 yn 0 0 0 0 0
16 yn 0 0 0 0 0
17 df 39.56 152.49 52.1 143.08 64.65 121.12 70.93 99.16 86.61 86.61
18 h 5,63
19 da1 53.06 165.99 65.6 156.58 78.15 134.62 84.43 112.66 100.11 100.11
Angrenajele cutiilor de viteze trebuiesc verificate prin calculul atât la încovoierea dinț ilor
cât și la presiunea de contact.
4.3. Calculu l de rezistență și verificare angrenajelor de roți dințate
4.3.1. Forțele din angrenaje
Angrenajele cutiilor de v iteze se verifică prin calcul rezisten ța la încovoierea dinților cât și
la presiunea de contact, având în vedere at ât condițiile solicitării sub acțiunea sarcinilor de regim cât
și a sarcinilor dinamice denumite și sarcin i de vârf.
Dintre metodele care se folosesc la calculul danturii, c ea mai frecvent utilizat ă este metoda
lui Lewis.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
88
În cadrul acestei metod e se consideră că întregul moment se t ransmite prin intermediul unui
dinte, care este considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acționează forța normală F n
conform liniei de angrenare N -N și se aplica la vârful dintelui. Forța nominală se distribuie pe fâșia
de contact din tre din ții aflați în angrenare si produce ca solicitar e principală presiun a specific a de
contact. În funcție de momentul de torsiune M c al arborelui, determinarea for ței tangenția le se face
cu relația:
dc
tRMF= (4.5)
în care :
– Mc : mome ntul la arborele roții conducătoare a angrenajului.
Fig. 4. 5.Forțele din roțile dințate cilindricede tip cu dantură înclinată
Pentru calculul for ței nominal e se folose ște formula:
cos cos=t
nFF (4.6)
Pentru calculul c omponent ei radial e se folose ște formula:
costgFFt r= (4.7)
și solicită dintele la compresiune.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
89
Pentru calculul c omponent ei axial e, se foloseste formula :
tgFFt a= (4.8)
si nu determină solicitări asupra dintelui.
În tabelul 4.5. s unt prezentate valorile rezultate pentru forțele din angrenaje.
Tabelul 4.5.
Valorile calculate pentru for țele de angrenare
Nr. crt. Parametru Tr. I Tr. II Tr. III Tr. IV Tr. V
1 Mm 139,11 139,11 139,11 139,11 139,11
2 Ft 5994 4732 3909 3596 2997
3 Fn 6671 5266 4350 4002 3497
4 Fr 2281 1845 1545 1456 1273
5 Fa 1832 1816 1659 1754 1801
4.4. Calculul arborilor și calculul secțiunilor
Arborii cutiei de viteze sus țin ro țile din țate și elementele de cuplare, c ât și organele de
susținere de tip lag ăre. Forțele care ac ționeaza între acestea duc la solicit ări de torsiune asupra
arborilor .
În cadrul m etodologi ei de calcul al arborilor ce compun cutia de viteze se determin ă schema
de încărcare a arborilor, se calculeaz ă reacțiunil e, se calculeaz ă momentel e de încovoiere și de
torsiune , se determin ă mărim ea secțiunilor și se verific ă la rigiditate.
4.4.1. Determinarea schemei de încărcare a arborilor și calculul reacțiunilor
Încărcările arborilor cutiei de viteze sunt determinate de forțele rezultate din angren area
roților dințate care sunt susținute de arbori și de for țele din lagărele montate în carterul cutiei. În
figura 4. 4. este realizata schema de încărcare pentru arborii cutiei de viteze, în cazul obținerii unei
treptei k de viteză.
Forțele d in angrenar e sunt calculate cu relațiile (4.5), (4.6), (4.7) și (4.8). Având în vedere
faptul că asupra arborilor acționează forțe aflate în planuri diferite, aceste forțe vor fi descompu se în
componente plane aflate în planul format de arborii mecanismului reductor și în componente care
sunt perpendiculare pe acest plan. Având în vedere faptul că la schimbarea treptelor de viteză se
modifică forțele, dar și poziția roților active față de reazeme, se modific ă și reacț iunile din lagăre,
din acest motiv este necesar ă și determinarea lor prin schimbarea pentru fiecăre tre aptă de vitez ă.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
90
Fig.4. 6.Schița de încărcare a arborilor din cut ia de viteze
Corespunzator modelului mecanic din figura 4. 6. și dac ă se consider ă că arborii sunt în
echilibru static, pentru realizarea calculul reacțiunilor din lagărele cutiei de viteze se utizeaz ă
relațiile de calcul centralizate în tabelul 4.6.
4.4.2. Dimensionarea arborilor la rezistență
Momentului de încovoiere M i și de torsiune M t se determin ă pentru fiecare treapt ă de vitez ă
pe baza forțel or care solicită arborii și a punctelor lor de aplicație.
Momentul î ncovoietor echivalent, se calculeaza conform cu teoria a III -a de rupere în
ipoteza efortului tangențial maxim folosind relatia :
2 2
t i ech M M M += (4.9)
Pentru determinarea d iametrul ui arborelui referitor la secțiunea calculată se foloseste relația:
332
echechMd= (4.10)
în care :
– a ech : este efortul unitar echivalent admisibil.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
91
Tabelul 4.6.
Relații de calcul
La calculul arborilor momentele M i și M t se determina pentru fiecare treaptă de viteză,
avându -se în vedere cea mai dezavantajoasă situatie .
În vederea asigurării unei rigidități suficiente, efortul unitar admisibil va fi adopt at în funcție
de efortul corespunzător limitei de elasticitate folosind relația /ai=5…7.
În tabelele 4. 7, 4.8, 4.9, 4.10 sunt prezentate rezultatele calculate pentru valorile m oment elor
și a diametrelor arborilor corespunzator fiecare i treapte de viteză.
Tabelul 4.7 .
Forțele din angrenaje pentru arborele primar
Treapta l1i
[mm] l2i
[mm] Fti
[N] Fri
[N] Fai
[N] Za
[N] Zb
[N] Ya
[N] Yb
[N]
I 25 245 5995 2281 1833 2230 52 5439 555
II 110 160 4732 1845 1817 1293 551 2804 1928
III 150 120 3909 1546 1659 909 637 1738 2171
IV 240 30 3596 1456 1754 417 1039 399 3197
V 260 10 2997 1273 1801 361 911 111 2886
Arbore Schema de încărcare a
arborelui Relații pentru calculul reacțiunilor X
Primar la
cutii de
viteze cu
doi arbori
ak BF X=;
12
LlFYtk
A=
11
LlFYtk
B=
;
12
LrFlFZk ak rk
A+=
11
LrFlFZk ak rk
B−=
Secundar
la cutii de
viteze cu
doi arbori
ak a D FF X −=;
()
23 2 5
LllFlFYt rc
C+−=
23 4
LlFlFYt tc
D−=
()
23 2 5
LrFllFrFlFZdm a r k ak rk
C−++−=
23 4
LrFlFrFlFZdm a r k ak rk
D+−+=
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
92
Tabelul 4.8 .
Momentele încovoie toare pentru arborele primar
Treapta Mivmax
[Nm] Mhmax
[Nm] Mti
[Nm] Mech
[Nm] d
[mm] Mi
[Nm]
I 12,62 135 141 196 12,59 136
II 88,18 308 141 350 27,77 321
III 76,44 260 141 306 26,54 271
IV 31,19 96 141 173 21,96 101
V 9,11 28 141 144 20,65 30
Tabel ul 4.9.
Forțele din angrenaje pentru arborele secundar
Treapta l1i
[mm] l2i
[mm] Fti’
[N] Fri’
[N] Fai’
[N] Zc
[N] Zd
[N] Yc
[N] Yd
[N]
I 25 245 5995 2281 1833 10722 -55 –
17294 4107
II 110 160 1195
5 1845 1817 7679 736 -9806 7510
III 150 120 6969 1546 1659 5399 912 -8821 5734
IV 240 30 4891 1456 1754 3844 1412 -8549 5768
V 260 10 2997 1273 1801 2886 1409 -6575 3931
Tabelul 4.10.
Momentele încovoietoare pentru arborele secundar
Treapta Mivmax
[Nm] Mhmax
[Nm] Mti
[Nm] Mech
[Nm] d
[mm] Mi
[Nm]
I 268 1006 479 1146 29,08 1041
II 845 1201 356 1511 31,88 1468
III 810 688 251 1092 28,61 1063
IV 923 173 192 958 27,39 939
V 750 39 141 766 25,40 751
Pentru arborele secundar se adopt a in conformitate cu prevederile „STAS 1769 -68 caneluri
cu profil dreptunghiular serie mijlocie ” avand următoarele caracteristici geometrice:
număr de caneluri: z=8;
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
93
diametrul interior: d=36 mm;
diametrul exterior: D=42 mm.
La construc ția arborilor se respect a diametrul minim calculat.
4.4.3. Verificarea rigidității
Verificar ea rigidit ății sau calculul deforma țiilor se face dup ă calculul de dimensionare a
arborilor în func ție de solicit ările de torsiune și încovoiere.
În func ționarea cutiei de viteze arborii sunt supu și unor s olicitări de încovoiere și de răsucire
care pot d etermina apariția de deformații elastice, care la rândul lor pot genera suprasolicitări ale
dinților roților aflate în angrenare, modific ând astfel legile angrenării și reduc erea gradul ui de
acoperire.
Dacă se produc d eformații semnificative ale arborilor , atunci polul angrenării execută o
mișcare de tip oscilatori u în jurul unei poziții teoretice, aceasta determin ă, pentru arborele condus, o
mișcare de rotație neuniformă și produce o funcționare zgomotoasă a cutiei de viteze.
Pentru calcul area săgeți lor arborilor se prezum ă că arborele are secțiune constantă și este
încărcat cu o singură forță. Folosind formulele de calcul din tabelul 4. 11., se vor determina săgețile
aflate în plan orizontal, f y, cat și în plan vertical f z. În varianta în care asupra arbo relui acționează în
acela și timp mai multe forțe, săgeata rezultantă, în secțiunea și în planul analizat , este dată de suma
algebrică a săgeților ce apar sub acțiunea forțel or luate individual.
Pe baza valor ii săgeții din planul orizontal și a celor din p lanul vertical se calculeaza săgeata
rezultantă cu relația:
max2 2
max a z y fff f += (4.11)
în care :
–
mm fa 15,0…13,0max= : reprezint ă săgeata maximă admisibilă pentru treptele superioare;
–
mm fa 25,0…15,0max= : reprezint ă săgeata max imă admisibilă pentru treptele inferioare.
În tabel ele 4.12. și 4.13. sunt prezentate valorile săgeților rezultate din calcul pentru cei doi
arbor i, respectiv principal și arborele secundar.
S-au folosi t notațiile:
– fy : săgeata pe direcția axei Oy;
– fz : săgeata pe direcția axei Oz;
– f : săgeata rezultantă;
– fytr, fztr, ftr : săgețile arborelui secundar datorate transmisiei principale.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
94
Tabelul 4.11 .
Relații pentru calculul deformațiilor arborilor solicitați la încovoiere
Schema grinzi i și
sarcinii Formula fibrei medii deformate. Săgeata în dreptul
sarcinii Porțiunea
( )xbxlxIEbFy −+−=3 2 2
6
()()
−+−+−=3 2 23
6ax bllxb
lxb
IEFy
IEbaFy=312 2
1
De la A la 1
De la 1 la B
În punctul 1
()()
−++−
=llxalxlalxa
IEFy3
6
−= xlx
IElaFy22
6
()
IEalaFy+=32
1
De la A la 1
De la 1 la B
În punctul 1
()
−+−=llx
lxxlIEMy3 3
3 6
−=22
6 lxxlIEMy
()a lIEaMy +−= 3 261
De la A la 1
De la 1 la B
În punctul 1
−−−= xlal alx
IEMy2 3
3223 2
()
−−−−−= xlal a axx
IEMy2
23
3223 2
01=y
De la A la 1
De la 1 la B
În punctul 1
Tabelul 4.12.
Săgețile pentru arborele primar
Treapta I [mm4] fy [mm] fz [mm] f [mm]
I 2872 0.3318 0.4834 0.5863
II 6943 1.0085 1.3034 1.6480
III 5717 1.1213 1.3677 1.7686
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
95
IV 2289 0.4488 0.5027 0.6739
V 1436 0.0893 0.0870 0.1247
Tabelul 4.13 .
Săgețile pentru arborele secundar
Treapta I
[mm4] Fy
[mm] fz
[mm] f
[mm]
I 35090 0.0272 0.0396 0.0480
II 50725 0.1380 0.4507 0.4713
III 32891 0.1949 0.4238 0.4664
IV 27622 0.0372 0.0567 0.0678
V 20446 0.0063 0.0061 0.0088
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
96
5. PROIECTAREA PROCESULUI TEHNOLOGIC DE FABRICARE A
PIESEI
5.1. Descrierea tehnica a piesei si alegerea metodei de recondiționare
Aceasta presupune denumirea piesei, rol ul funcțional, descrierea material elor, duritate a,
tratamente le termi ce, rugozitate a, tehnologia sumar ă de fabricație, studiul posibilităților de
recondiționare ( în funcție de volumul producției).
Descrierea tehnic ă a piesei . Fuzetele sunt tipuri de axe speciale utilizate în construc ția de
automobile. Ele difer ă ca fo rmă și dimensiuni în func ție de tipul autovehiculelor. Din punct de
vedere tehnologic, fuzetele fac parte din piesele de tip arbore cu suprafe țe cu axe ce se
intersecteaza. Tehnologia de prelucrare a lor este o tehnologie destul de dificil ă tocmai datorit ă
forme i constructive complexe pe care diferite tipuri de fuzeta o au.
Construc ția fuzetelor depinde de tipul constructiv al pun ții. Astfel, pentru puntea directoare
aceasta poate fi:
• punte motoare
• punte nemotoare
• punte monobloc
• punte articulat ă.
Denumi rea pi esei: Fuzeta roat ă spate
Rolul funcțional și utilizarea piesei: Rolul fuzetei este acela de a face legatura între patrulaterul de
suspensie al pun ții articulate și roata autovehiculului. Din acest ă cauză fuzetele sunt piese deosebit
de solicitate la obose ală, șocuri și coroziune. Astfel, acestea trebuie s ă asigure și un grad ridicat de
siguran ță în func ționare, impun ând folosirea unor o țeluri de calitate
Materiale
Având în vederere condi țiile de func ționare ale fuzetei, este de preferat s ă se execute din
oțeluri aliate supuse mai apoi unor tratamente termice de îmbun ătățire. O țelurile pentru
îmbun ătățire sunt utilizate la fabricarea fie a pieselor care trebuie s ă prezinte rezisten ța mare la
uzură, fie pentru piese rezisten țe la coroziune.
Oțelurile mart ensitice conțin procente ridicate de carbon și au un conținut mai scăzut de
crom decât oțelurile feritice: 11% la 13% Cr. Nu sunt la fel de rezistente la coroziune ca și cele
austenitice sau feritice, dar sunt extrem de dure și tenace, se pr elucrează bine prin așchiere și pot fi
durificate suplimentar prin tratamente termice. Pot fi utilizați în medii bazici, cu carbonați, nitrați,
sau cu acizi: acetic, benzoic, oleic. Prin creșterea temperaturii scade rezistența, rezistența la
coroziune atmo sferică este po sibilă doar în condiții atmosferice foarte curate.
Duritate: 300 HB
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
97
Tratamente termo -chimice: Călire C.I.F.
Călirea se realizează prin încalzirea pieselor până la anumite temperaturi ridicate,
menținerea la aceste temperaturi un anumit timp și apoi r ăcirea cu o viteză mai mare decât viteza
critică (viteza minimă de răcire care reține starea dură calită). Înc ălzirea pentru călire trebuie
executată în așa fel încât să nu fie prea rapidă, pentru a nu provoca fisurarea metalului, și nici prea
lentă, pentr u ca în acest caz s -ar putea forma oxidări intercristaline și deci o decarburare (micșorarea
conținutului de carbon) a metalului.
Tehnologia sumar ă de fabrica ție
În clasa pieselor tip arbore sunt incluse piesele la c are suprafețele principale sunt cili ndrice
exterioare, iar lungimea este mult mai mare decât dimensiunea maximă transversală. Suprafețele
laterale ale arborilor pot fi și suprafețe conice sau suprafețe profilate (caneluri, danturi evolventice,
etc.) și pot conține alezaje cu axa perpendicula ră pe axa arborelui sau canale de pană. Pe suprafețele
frontale ale arborilor pot exista găuri coaxiale sau necoaxiale cu axa arborelui. Există și construcții
la care piesele de tip arbore au alezaje (cilindrice sau prof ilate) coaxiale cu suprafețele exter ioare
(arbori tubulari).
Operațiile pregătitoare au în principal rolul de a realiza bazele tehnologice pentru operațiile
ulterioare. Operațiile pregătitoare se stabilesc în funcție de tipulsemifabricatului după cum urme ază:
debitarea (dacă este cazul), în dreptarea, prelucrarea suprafețe frontale, centruirea.
Operațiile de degroșare și finisare se realizează în special pe strunguri și mașini -unelte de
rectificat. Prelucrarea prin strunjire a arborilor se poate executa pe majoritatea tipurilor de strunguri:
strunguri paralele (normale), strunguri revolver, strunguri cu mai multe cuțite, strunguri
semiautomate sau automate de copiat, strunguri cu comandă numerică.
Prelucrările finale asigură în special îmbunătățirea calită ții suprafeței, iar pentru procedeel e
la care scula așchietoare este condusă de mașina -unealtă are loc și creșterea preciziei dimensionale
sau de formă și poziție. Cele mai utilizate metode de prelucrare finală a arborilor sunt: strunjirea
fină (de netezir e), microrectificarea, supranetezire a, lepuirea, netezirea și durificarea prin deformare
plastică la rece prin rulare, alunecare, vibroapăsare și altele.
5.2. Desenul de execuție al piesei
Desenul a fost creat în AutoCAD și se află în Anexa 4.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
98
5.3. Fișa tehnologic ă de fabricare
Fisa tehnologic a cuprinde informatii referitoare la: caracteristicile reperului supus prelucrarii
(denumire, material, masa, numarul desenului de executie, numarul de bucati pe produs etc.)
Tabel 5.1.
Fișa Tehnologică Pagina:
Pagini:
Produsul
Fuzeta roata spate Codu l prod:
Brută:
Piesa
Fuzeta roata spate Reper 77.00.534.617
Valab. pt. seria:
buc: Buc/prod. 44000 Netă:
MATERIALUL.
Stare
Turnat Dimensiuni Total manoperă:
Minute: Lei:
DENUMIREA
OPERAȚIEI Norma de timp
Categ.
incadr. Min. Lei.
Matrițare Matriță
Debavurare Mașină de
debavurat
Centruire Mașină de centruit
Strunjire de
finisare și teșire Strung
SN250
Frezare caneluri Mașină de
rectificat
Frezare canal pană Mașină de frezat
Filetare Mațină de filetat
Tratament termic Instalatie de călire
Control final Dispozitive de
control
Conservare –
Data Tehnolog Verif. tehn. Normat Verif. norm. Indicatiiptunicate
c-da Buc Benef.
Greutate
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
99
5.4. Schema procesului tehnologic
Fig. 5.1. Schema procesului tehnologic
ConservareControl finalTratament termicFiletareFrezare canal panăFrezare caneluriStrunjire finisare și teșireCentruireDebavurareMatrițare
Operații de baza
Operații finale Operație
pregătitoare
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
100
5.5. Itinerariul tehnologic
– cuprinde reprezentarea operatiilor procesului tehnologic cu divizarea lor in faze, asezari
si scoateri.
Piesa: Fuzeta roata spate
Semifabricat matrițat
Operatia 1. Matrițare
• Pregătire matriță
• Matrițare
• Deschidere matriță
• CTC
Operatia 2. Debavurare
• Pregătire mașină
• Debavurare
• Scoatere
• CTC
Operatia 3. Centruire
• Prindere
• Centruire
• Desprindere
• CTC
Operatia 4. Strunjire de finisare și teșire
• Prindere
• Strunjire
• Despri ndere
• CTC
Operația 5. Frezare caneluri
• Prindere
• Frezare
• Desprindere
• CTC
Operația 6. Frezare canal pană
• Prindere
• Frezare
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
101
• Desprindere
• CTC
Operația 7. Filetare
• Prindere
• Frezare
• Desprindere
• CTC
Operația 8. Tratament termic
• Călire C.I.F.
Operația 9. Control f inal
• Asezarea pe masa de control
• Control vizual și dimensional
• Scoaterea de pe masa de control
Operația 10. Conservare
5.6. Fișa film
– cuprinde reprezentarea tabelara a procesului tehnologic în care pentru fiecare opera ție se
reprezint ă schema și mijloace le de realizarea a acesteia .
Tabel 5.2.
Opera ția Denumirea
opera ției Schița opera ției Mașini-
unelte
SDV -uri
1. Matrițare
Matriță
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
102
2. Debavurare
Mașină de
debavurat
3. Centruire
Mașină de
centruit
4. Strunjire de
finisare și
teșire
Strung
SN250
5. Frezare
caneluri
Mașină de
frezat
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
103
6. Frezare
canal pană
Mașină de
frezat
7. Filetare
Mașină de
filetat
8. Tratament
termic
Instalație de
călire C.I.F.
9. Control final – Dispozitive de
control
10. Conservare –
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
104
CONCLUZIE
În cadrul acestei lucrări de diplomă am studiat un autovehicul, care are viteza maximă 180
km/h, capacitatea de încărcare 550 kg. Am considerat că acest autovehicul are un motor MAS, cu
un consum mediu de 6,4 l/100 km. De asemenea, motor ul este transversal. Pentru acest autovehicul
am ales pneurile 215/60 R16, calculând rezistențele la înaintare, rapoartele transmisiei, performanțe
de accelerare, de franare, etc. La conceperea desenului autovehiculului dat prin temă, am ales 11
soluții si milare, și am dedus dimensiunile medii ale autovehiculului din acestea . Desenul
autovehiculului l -am efectuat cu ajutorul softului AutoCAD.
Ca soluție constructivă de ambreiaj am ales un ambreiaj monodisc cu arc central diafragmă,
cutia de viteze are 5 tre pte de mers înainte si una de mers înapoi, de asemenea am proiectat ac este
componente.
Ambreiajul este componenta din compartimentul motor care face legătura între motor și
cutia de viteze. Acesta ajută la plecare de pe loc a autovehiculului, la schimbarea treptelor de viteză
și are rol de protecție la suprasarcină. Din calc ulul acestuia a rezultat un disc de ambreiaj cu
dimensiunile 225 x 150 mm.
Cutia de viteze este cea care preia fluxul de putere de la motor și il transmite mai departe
către roțile motoa re. Aceasta ajută la deplasarea autovehiculului cu trepte de viteze di ferite,
inclusive mersul înapoi. Din calculul acesteia a rezultat o cutie de viteze cu doi arbori și cinci trepte
de viteză, plus o treaptă de mers înpoi. De asemeanea pentru a se cupla cu ambreiajul, în calculul
acesteia am ținut cont de faptul ca arborel e primar, cel care primește fluxul de putere, sa aibă același
diametru ca locașul ambreiajului, 27 mm.
Elaborarea itinerariului tehnologic l -am realizat pentru fuzeeta roții din spate, p iesa care are
rolul de a face legătura între patrulaterul de suspensie al punții articulate și roata autovehiculului.
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
105
Bibliografie
1. Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Ed. Tehnică, București, 1999
2. Tabacu, Ș., Tabacu I., Macarie, T ., Neagu, E., Dinamica autovehiculelor – Îndrumar de
proiectare, Ed. U niversității din Pitești, 2004
3. Tabacu, I., Marinescu, D., Secară, M. – Optimizarea grupului motor -transmisie, Editura Univ.
din Pitești, 1998
4. Ivănescu, M ș.a., Proiectarea transmisiei me canice, Editura Universității din Pitești, 2008.
5. Macarie.T., – Automobile. Dinamică, Editura Universității din Pitești, 2003
6. Untaru, M., ș.a., Calculul și Construcția Autovehiculelor, Editura Didactică și Pedago gică,
București, 1986
7. Frățilă, Gh., Calculul și construcția automobilelor, Ed. Didactică și Pedagogică, București,
1977
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
106
Anexa 1 – Desenul autovehiculului proiectat
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
107
Anexa 2 – Desenul ambreiajului
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
108
Anexa 3 – Desenul cutiei de viteze
PROIECT DE DIPLOMĂ Sebastian CANTU
109
Anexa 4 – Desenul de execuție al piesei
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: SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE PROIECT DE DIPLOMĂ Îndrumator : Conf. dr. ing. Dănuț Gabriel MARINESCU Absolvent : Sebastian CANTU Pitești 2019… [614936] (ID: 614936)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.