Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

  • Author
    stef-gh

  • View
    275

  • Download
    1

Embed Size (px)

Text of Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    1/50

    Universitatea Tehnica Gheorghe Asachi din Iasi

    Facultatea de Mecanica

    CALCULUL I CONSTRUCIAAUTOVEHICULELOR RUTIERE

    - PROIECT -

    Student

    Vlad Vasile Vicovanu

    Sesiunea iunie 2015

    - Iasi -

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    2/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    2

    Proiect CCAR 1

    Cuprins

    Tema proiectului..............................................................................................5

    Date iniiale......................................................................................................5

    Trasarea caracteristicii de turaie la sarcin total...........................................5

    Determinarea raportului transmisiei principale...............................................12

    Etajarea cutiei de viteze...................................................................................13

    Proiectarea ambreiajului..................................................................................16

    Determinarea momentului de calcul................................................................16

    Determinarea forei de apsare necesare.........................................................20

    Verificarea la uzur..........................................................................................21

    Verificarea la nclzire.....................................................................................24

    Calculul arcului diafragm...............................................................................26

    Calculul de rezisten al arcului tip diafragm.................................................34

    Calculul arborelui ambreiajului........................................................................36

    Calculul mecanismului de acionare.................................................................39

    Calculul cutiei de viteze mecanice, n trepte.....................................................41

    Diametrele de divizare ale roilor dinate..........................................................45

    Soluia de fixare i blocare a treptei de vitez...................................................47

    Schema cinematic a cutiei de viteze................................................................47

    Dimensionarea arborilor din diagramele de ncrcare......................................50

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    3/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    3

    Proiect CCAR 1

    Bibliografie

    1. Abitncei, D., Haegan , C., Stoica, I., Claponi, D., Cihodaru, I.: Motoare pentru automobile i tractoare Construcie i tehnologie, vol. 2, Ed. Tehnic, Bucureti, 1980.

    2. Aram, C., .a.: Automobilul de la A la Z, Ed. Militar, Bucureti, 1985.

    3. Cernea, E.: Maini termice cu pistoane libere, Ed. Militar, Bucureti, 1960.

    4. Constantinescu, P.: Motorul termic i turbina, Ed. Tineretului, Bucureti, 1968.

    5. Crea, G.: Turbine cu abur i gaze, Ed. Didactic i Pedagogic, Bucureti, 1981.

    6. Cristea, P.: Practica automobilului, vol. 2, Ed. Tehnic, Bucureti, 1966.

    7. Cristescu, D., Rducu, V.: Automobilul. Construcie. Funcionare. Depanare, Ed. Tehnic, Bucureti, 1986.

    8. Fril, Gh.: Nouti n automobilism, Ed. Tehnic, Bucureti, 1968.

    9. Heinz Heisler: Advanced Engine Technology, SAE International, 1995.

    10. Heinz Heisler: Advanced Vehicle Technology, Elsevier Science, Reed Educational and ProfessionalPublishing, 2ndedition, 2002.

    11.

    Ispas, t.: Motorul turboreactor, Ed. Tehnic, Bucureti, 1981.12. Kirillin, V.A., Scev, V.V., eindlin, A.E.: Termodinamica, ed. a II-a, Ed. tiinific i Enciclopedic,

    Bucureti, 1985.

    13. Manea, Gh.: Organe de maini, vol. I, Ed. Tehnic, Bucureti, 1970.

    14. Mooc, I, Popescu, I.: Autobuze cu motoare Diesel orizontale, Ed. Tehnic, Bucureti, 1979.

    15. Rakosi, E., Roca, R., Manolache, Gh.: Ghid de proiectare a motoarelor de automobil, Editura PolitehniumIai, 2004.

    16. Rakosi, E., Roca, R., Manolache, Gh.: Sisteme de propulsie pentru automobile, Editura Politehnium Iai,

    2006.17. Roca, R.: Autovehicule rutiere si tractoare, vol. I, Ed. Cutia Pandorei, Vaslui, 2002,

    18. Roca, R., Rakosi, E., Vlcu V., Manolache, Gh.: Autovehicule rutiere si tractoare, vol. II, EdituraPolitehnium Iai, 2004.

    19. Roca, R., Rakosi, E.: Sisteme neconvenionale de propulsie i transport, Editura Gh. Iai Iai, 2003.

    20. Roca, R., Rakosi, E., Manolache, Gh., Rou, V.: Elemente de tehnologia autovehiculelor, EdituraPolitehnium Iai, 2005.

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    4/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    4

    Proiect CCAR 1

    21. Sltineanu, R.: Simbolizri i corespondene de oeluri, Centrul de documentare i Publicaii Tehnice alIndustriei Metalurgice, Bucureti, 1973.

    22. Smilaenov, B., Iolov, ., Miloova, M.: Traktor i avtomobili, Sofia, 1980.23. Tecuan, N., Ionescu, E.: Tractoare i Automobile, Ed. Didactic i Pedagogic, Bucureti, vol.2, 1980.

    24.

    Urdreanu, T., Gorianu, M., Vasiliu, C., Can, T.: Propulsia i circulaia autovehiculelor cu roi, Ed. tiinifici Enciclopedic, Bucureti, 1987.

    25. * * * High Power Rating Timing Drives. Methode de calcul, Pirelli Power Transmission.

    26. * * * http://www.carbibles.com

    27. * * * ISORAN, Synchronous drives calculation handbook, Pirelli Group.

    28. * * * Standarde Romne, Catalog 2002, Ed. Tehnic, Bucureti, 2002.

    29. * * * Volvo ECT Environmental Concept Truck, Volvo Truck Corporation, Geteborg, Sweden, 1997.

    30.

    * * * Suport de curs la disciplina Calculul i Construcia Autovehiculelor Rutiere 1

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    5/50

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    6/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    6

    Proiect CCAR 1

    Pentru trasarea curbei de putere se calculeaz puterea la vitez maxim Pvmaxi putereamaxim dezvoltat de motor Pmax.

    , n care:

    ;

    Gp greutate pasageri;

    Gp= 75 kgf

    Gb greutate bagaje;

    Gb 20 kgf

    Ga= 1165 + 5 ( 75 + 20 ) = 1615 kgf

    f coeficientul de rezisten la rulare;

    Obs.: Relaie valabil pentru v > 50 [km/h]

    f = 0,030228

    k coeficient aerodinamic [daN s2 m-4]; k = 0,020,035 [daN s2 m-4] se alegen funcie de aerodinamicitatea autovehiculului

    H nlimea autovehiculului

    l limea

    k = 0,022 [daN s2 m-4]A [ m2] aria sectiunii transversale a autovehiculului

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    7/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    7

    Proiect CCAR 1

    Puterea maxim dezvoltat de motor se calculeaz pornind de la puterea la viteza maxim,cu raportul:

    1,68 1,333 0,98 = 2,195 [ m2 ]

    = 160 km/h

    65 [ kW ]

    0,92

    [ rpm ] turatia la viteza maxima

    5880 [ rpm ]

    [ rpm ] turatia la putere maxima

    [ rpm ] turatia la viteza maxima

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    8/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    8

    Proiect CCAR 1

    (coef. de elasticitate a motorului)

    Din datele iniiale se adopt turaia la putere maxim, , apoi se calculeaz ,

    respectnd plajele uzuale de valori de mai sus.

    Obs.: Se accept c .

    3000

    5600

    0,5357

    0,923

    1,154

    -1,077

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    9/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    9

    Proiect CCAR 1

    Observatie: Ca si verificare, daca Pmaxrezulta din calcuuule mult mai mare decat putereamaxima a autovehiculului kuat ca model se poate micsora coeficientul aerodinamic. Incazurile n care diferena este foarte mare se va micora viteza maxim impus prin tema

    proiectului cu pn la 10-15%.

    Not:

    Calculul puterii efective, descris n cele ce urmeaz se face tabelat pentru valori aleturaiei, cuprinse ntre - turaia minim stabil i nmax, cu pasul de 100 rpm. Laobinerea punctului (valorii) de maxim a puterii efective - pentru pasul se poatemicora, nainte i dup lq 50 rpm, pentru o bun evideniere a zonei de maxim.

    Astfel, se stabilete turaia minim stabil:

    , unde:

    - puterea efectiv la turaia n este dat de relaia:

    Curba de moment

    Momentul efectiv la o turaie dat (n) este:

    0.923076923 1.05 + 1.153846154 1.052 1.076923077 1.053

    0.994673076

    0.994

    66.7167.069 [ kW ]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    10/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    10

    Proiect CCAR 1

    B.Curba de consum specific

    C.Curba de consum orar

    - MAS

    - MAC

    0,2 5600 = 1120 [rpm]

    = 1120 + 160 = 1280 [rpm]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    11/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    11

    Proiect CCAR 1

    Tabel 1n Pe Me Ch ce

    1280 17,33152 129,30939 5,666626 326,95491380 18,87512 130,62128 6,109332 323,6712

    1480 20,43401 131,8546 6,552037 320,6437

    1580 22,00574 133,00938 6,994742 317,8599

    1680 23,58783 134,08559 7,437447 315,30861780 25,17782 135,08325 7,880152 312,9799

    1880 26,77324 136,00236 8,322858 310,8648

    1980 28,37162 136,84291 8,765563 308,9553

    2080 29,97049 137,6049 9,208268 307,2445

    2180 31,56739 138,28834 9,650973 305,726

    2280 33,15985 138,89322 10,09368 304,3946

    2380 34,74539 139,41954 10,53638 303,2455

    2480 36,32156 139,86731 10,97909 302,2747

    2580 37,88589 140,23653 11,42179 301,4788

    2680 39,4359 140,52718 11,8645 300,8553

    2780 40,96913 140,73928 12,3072 300,4019

    2880 42,48311 140,87283 12,74991 300,1171

    2980 43,97538 140,92782 13,19261 3003080 45,44347 140,90425 13,63532 300,0502

    3180 46,8849 140,80213 14,07802 300,2678

    3280 48,29721 140,62145 14,52073 300,6536

    3380 49,67794 140,36221 14,96344 301,2089

    3480 51,02461 140,02442 15,40614 301,9355

    3580 52,33476 139,60808 15,84885 302,836

    3680 53,60591 139,11318 16,29155 303,9133

    3780 54,83562 138,53972 16,73426 305,1713

    3880 56,02139 137,8877 17,17696 306,6143

    3980 57,16077 137,15713 17,61967 308,2475

    4080 58,25129 136,34801 18,06237 310,0767

    4180 59,29049 135,46032 18,50508 312,1087

    4280 60,27588 134,49408 18,94778 314,3514380 61,20501 133,44929 19,39049 316,8121

    4480 62,07541 132,32594 19,83319 319,5016

    4580 62,88462 131,12403 20,2759 322,4302

    4680 63,63015 129,84357 20,7186 325,6098

    4780 64,30955 128,48455 21,16131 329,0539

    4880 64,92034 127,04698 21,60401 332,7773

    4980 65,46007 125,53085 22,04672 336,7965

    5080 65,92625 123,93616 22,48942 341,13

    5130 66,131 123,10936 22,71078 343,421

    5180 66,31643 122,26292 22,93213 345,7986

    5230 66,48225 121,39684 23,15348 348,2656

    5280 66,62814 120,51112 23,37483 350,8253

    5330 66,75379 119,60577 23,59619 353,48085380 66,85891 118,68077 23,81754 356,2359

    5430 66,94316 117,73613 24,03889 359,094

    5480 67,00626 116,77186 24,26024 362,0594

    5530 67,04789 115,78795 24,4816 365,136

    5580 67,06774 114,78439 24,70295 368,3283

    5630 67,06551 113,7612 24,9243 371,6412

    5680 67,04088 112,71837 25,14565 375,0794

    5730 66,99354 111,6559 25,36701 378,6485

    5780 66,9232 110,5738 25,58836 382,3541

    5830 66,82953 109,47205 25,80971 386,2022

    5880 66,71224 108,35066 26,03106 390,1992

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    12/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    12

    Proiect CCAR 1

    II. Determinarea raportului transmisiei principale i0

    Se face din condiia de vitez maxim a autovehiculului n treapta de vitez cu

    d = 14 = 14 25,4 = 355,6 [mm] = 0,3556 [m]

    H nlimea pneului

    H = 0,65 185 = 120,25 [mm] = 0,12025 [m]

    PmaxMmax

    1280

    1580

    1880

    2180

    2480

    2780

    3080

    3380

    3680

    3980

    4280

    4580

    4880

    5130

    5280

    5430

    5580

    5730

    5880

    P

    M

    Ch

    Ce

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    13/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    13

    Proiect CCAR 1

    III. Etajarea cutiei de viteze

    Raportul de transmitere n treapta I se determin din condiia de pant maxim impus,pant pe care autovehiculul trebuie s o urce n aceast treapt de vitez, cu motorulfuncionnd pe caracter de turaie la sarcin total, la turaia de cuplu maxim,

    Fora la roat sau fora de traciune, necesar n acest caz este:

    f - coeficientul de rezisten la rulare

    (viteza fiind mic, se poate aproxima cu f = (1,4 - 1,6) )Se observ c s-a neglijat rezistena aerului, deoarece viteza are valori reduse.

    Raportul n treapta I are expresia:

    0 3556+ 0,12025 = 0,29805 m

    5880 r m

    5880 0,29805 4 129310955 30 44 44444

    [N], unde:

    - raza de rulare

    - momentul cu lul maxim

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    14/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    14

    Proiect CCAR 1

    Rapoartele de transmitere ale schimbtorului de viteze sunt n progrese geometric, cu o

    raie (raie de etajare). Raia progresiei geometrice i numrul treptelor

    de vitez sunt alese astfel nct s fie ndeplinit condiia: .

    Cele dou turaii, sunt turaiile ntre care motorul funcioneaz stabil i trebuie

    s ndeplineasc condiia: .

    Pentru treapta k de vitez avem:

    Considernd k treapta maxim de vitez ca fiind treapt cu raport de transmitere unitar(fr treapt de supravitez), vom avea

    .

    Pentru calculul efectiv, se procedeaz mai nti la stabilirea unei raii de etajare iniialq, considernd pentru nceput:

    numrul minim al treptelor de vitez:

    la valoarea imediat superioar i obinem numrul treptelor de

    vitez, k.

    +1, unde [...] reprez. partea ntreag.

    Cu aceast nou valoare, k, se calculeaz apoi raia de etajare a cutiei de viteze

    , raie care se utilizeaz n calculul celorlalte trepte de vitez, dup

    formula:

    15843.15 1.510-2cos 18+sin 18

    = 5121,81856 N

    5121 81856 0 29805

    141 4 129311 0 922 87025

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    15/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    15

    Proiect CCAR 1

    .

    Not:

    Dac se dorete adoptarea unei trepte de supravitez se stabilete raportul acesteia.

    Observaie:

    n urma acestei etape se traseaz caracteristica extern pe hrtie milimetric.

    Numrul minim al treptelor de vitez va fi:

    Pentru o treapt de vitez oarecare, j, avem:

    5880

    3000

    1,96

    2,56

    2,56 + 1 => k = 4

    2,87 = 1,42115

    2,019667

    1,42115

    1

    0,29805

    30 4,1299= 0,007557481

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    16/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    16

    Proiect CCAR 1

    Proiectarea Ambreiajului

    Din etapa anterioar se adopt (din diagram se iauvalori rotunjite).

    Rolul ambreiajului:

    Ambreiajul este elementul de legtur dintre motor i transmisie i are rolul de a permitedecuplarea motorului de transmisie i ulterior cuplarea progresiv a acestora.

    Condiii impuse la decuplare:

    Decuplarea este necesar la pornirea de pe loc, dar i n timpul deplasrii, pentru

    schimbarea treptelor de vitez. De altfel, decuplarea trebuie realizat i n staionare, cndmotorul este pornit, i la frnare, cnd turaia motorului tinde s scad sub cea stabil.

    Condiii impuse la cuplare:

    La pornirea de pe loc, acceleraii mai mari de conduc la disconfortul

    pasagerilor, la producerea unor avarii ale ncrcturii i la suprasolicitarea organelor de

    transmisie. Efortul la pedal trebuie s nu fie prea mare, iar cursa pedalei trebuie s aib

    o valoare relative redus.

    Cerina principal impus ambreiajelor este ca momentul pe care l poate transmites fie reglabil, lucru care poate fi obinut prin mai multe soluii constructive, dintre carecea mai simpl este soluia cu discuri de friciune. Ambreiajul automobilului servete ladecuplarea temporar i la cuplarea lin a transmisiei cu motorul. Decuplarea estenecesar la oprirea i frnarea automobilului sau la schimbarea vitezelor. Cuplarea lineste necesar la pornirea din loc i dup schimbarea vitezelor. Prin decuplarea motoruluide transmisie roile dinate din cutia de viteze nu se mai afl sub sarcin i cuplarea lor se

    poate face fr eforturi mari ntre dini. n caz contrar, schimbarea vitezelor este aproapeimposibil, funcionarea cutiei de viteze este nsoit de zgomot puternic, uzura diniloreste deosebit de mare i se poate produce chiar ruperea lor.Cuplarea lin a arborelui cutieide viteze cu arborele cotit al motorului, care are turaia relativ mare, asigur cretereatreptat i fr ocuri a sarcinii la dinii roilor dinate i la piesele transmisiei, fapt caremicoreaz uzura i elimin posibilitatea ruperii lor.

    1. Determinarea momentului de calcul

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    17/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    17

    Proiect CCAR 1

    Momentul de calcul al ambreiajului - coeficient de siguran.

    Alegerea valorii coeficientului de siguran se face inndu-se seama de tipul idestinaia automobilului, precum i de particularitile ambreiajului.

    Pentru valori mari ale coeficientului de siguran se reduce intensitatea patinriiambreiajului, deci i lucrul mecanic de patinare, crete durata de funcionare aambreiajului, se reduce timpul de ambreiere i se mbuntesc performanele dinamice aleautomobilului.

    Mrirea exagerat a coeficientului de sigurana conduce la apariia unor suprasarcini ntransmisie, n special la frnarea brusc a automobilului, precum i mrirea foreinecesare decuplrii ambreiajului.

    Reducerea valorii coeficientului de siguran a ambreiajului conduce la o bun protecie atransmisiei la suprasarcini, dar la o uzur mai mare a discurilor, deoarece patinareaambreiajului este mai intens. Fora necesar decuplrii este mai redus.

    Transmiterea integral a momentului motor i dup uzarea maxim normala a garniturilorde frecare nseamn c, n aceast situaie limit, coeficientul de siguran al ambreiajuluis fie mai mare sau cel mult egal cu unu.

    Obs.: La alegerea se ine seama de tipul i destinaia autovehiculului, precum i de

    particularitile constructive.

    n timpul exploatrii autovehiculului, se micoreaz ca urmare a uzurii continue defrecare. Prin micorarea grosimii acestora, arcul se destine, aadar scade fora de apsareiniial.

    2. Determinarea momentului de frecare al ambreiajului:

    Pentru evitarea atinarii,

    Se ado ta

    c= 1 3 141 = 183 3 Nm

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    18/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    18

    Proiect CCAR 1

    Fora normal elementar pe elementul de arie dA este:

    Fora de frecare elementar:

    , unde (coef. de frecare

    azbest-font).

    distribuita e su ra ata de recare A .

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    19/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    19

    Proiect CCAR 1

    Cum un disc de ambreiaj are dou suprafee de frecare, relaia de calcul pentru unambreiaj cu n discuri devine:

    3. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare

    Suprafeele garniturilor de frecare se calculeaz cu relaiile:

    Se adopt i se calculeaz

    F N

    = 27 cm2/daNm

    A = 27 14,1 = 380,7 cm2

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    20/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    20

    Proiect CCAR 1

    Se calculeaz raza medie a suprafeei de frecare:

    4. Determinarea forei de apsare necesare:

    Re= 9,73 cm

    ReSTAS = 112,5 mm

    RiSTAS = 75 mm

    De= 225 mm

    Di= 150 mm

    Ad= 441 7865 cm2

    Rm= 95 mm

    = 9 73 cm

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    21/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    21

    Proiect CCAR 1

    5. Determinarea presiunii specifice dintre suprafeele de frecare:

    6. Verificarea la uzur:

    Pentru aprecierea uzurii se calculeaz lucrul mecanic specific de frecare:

    L se calculeaz aproximativ pentru mai mult siguran prin dou metode:

    = 2411,842

    0 4 0 2 0 095

    183,3= 2411,842 [N]F

    2411,842

    22089,323

    0,11 [MPa]

    A= 22089,323 [mm2]

    p = 0,11 [MPa]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    22/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    22

    Proiect CCAR 1

    a.

    i condiia este

    b. i condiia ,

    unde:

    n - turaia motorului la pornirea de pe loc ( )

    K

    - greutatea automobilului

    Pentru mai multa siguranta se poate face calculul cu:

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    23/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    23

    Proiect CCAR 1

    = 0,015

    rr= 0,29805 [m]

    icv1= 2,87

    i0= 4,12931

    = 0,32328

    n = 2800 [rpm]

    Ga= 1584,315 [ ]

    Laprox.= 5070,862 [daNm]

    Ls= 11,478 [da m/cm2]

    Laprox.= 358,016 [da m]

    Ls= 0,98 [daNm/cm2]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    24/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    24

    Proiect CCAR 1

    7. Verificarea la nclzire:

    Se verific la nclzire discul de presiune (din oel sau font).

    Creterea de temperatur la cuplare:

    Pentru C - cldura specific a piesei verificate.

    Rep= 117,5 [mm]

    Rip= 71 [mm]

    = 18 [mm]

    = 3,6 [kg]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    25/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    25

    Proiect CCAR 1

    Calculul arborelui ambreiajului

    Din condiia de rezisten la strivire va rezulta lungimea canelurii:

    Din condiia de rezisten la torsiune:

    a.t = 14,34

    = 19,8 [mm]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    26/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    26

    Proiect CCAR 1

    Conform STAS 7793-6:

    Calculul arcului diafragm

    Scopul etapei const n trasarea curbei de variaie (caracteristicii elastice) a forei nfuncie de sgeata arcului.

    La decuplare, indiferent de tipul arcului folosit pentru a crea fora de apsare normal (pe

    garniturile de friciune), acesta trebuie s fie comprimate (de ctre rulment) peste valoareala care fora de apsare devine nul (pentru a crea astfel un joc ntre suprafeele defrecare).

    Jocul este necesar pentru a ne asigura c decuplarea ambreiajului se face complet.

    Sgeata suplimentar se calculeaz cu relaia:

    di= 21 [mm]

    de= 25 [mm]

    b = 7 [mm]

    = 23 [mm]

    = 2 [mm]

    L = (1,5 - 2,5) di= 2 21 = 42 [mm]

    = 15,94 [N]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    27/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    27

    Proiect CCAR 1

    Uzura admisibil a unei garnituri este:

    Se adopt

    Obs.: Pentru arc diafragm se consider

    Se adopt jocul dintre captul interior al arcului diafragm i rulmentul de presiune.

    A. Trasarea Caracteristicii

    jd= 0,75 [mm]

    t = 1,5 [mm]

    Uadm= 3[mm]

    = 1,5 [mm]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    28/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    28

    Proiect CCAR 1

    Funcie de raportul H/h, caracteristica arcului difer ca alur. n cazul ambreiajelor de

    automobil se adopt un raport , care conduce la o form a

    caracteristicii arcului ca n figura urmtoare:Dup cum se observ, arcul diafragm conine poriuni cu rigiditate negativ pentru carecreterea sgeii duce la micorarea forei de apsare (regim instabil).

    Punctul de lucru al arcului diafragm se alege n A pentru ca variaii mici ale sgeii sdetermine variaii mici ale forei de apsare. Pentru mrirea elasticitii, arcurilediafragm au practicate tieturi radiale pe o anumit lungime.

    Cu notaiile din figur, caracteristicile constructive ale arcului sunt:

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    29/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    29

    Proiect CCAR 1

    Pentru ca arcul s se gseasc n echilibru, momentul forelor exterioare trebuie s fie egalcu momentul forelor interioare din partea continu a arcului.

    Dac se ine seama c este realizat prin rotirea cu fora cu care arcul apas

    discul de presiune este:

    unde:

    H nlimea prii continue a arcului [mm]

    nlimea total a arcului.

    Se adopt valori standardizate: 1; 1,15; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5.

    Se calculeaz

    Din asemanarea triunghiurilor:

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    30/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    30

    Proiect CCAR 1

    Tot din asem. Triunghiurilor se obine rel. de legtur:

    unde:A = f (a/e) - (se poate determina i grafic)

    , unde - limea unei lamele (vezi fig.)

    i

    obinem:

    Caracteristica extern va arta ca n figura urmtoare. n cadranul I se gsete graficul

    se calculeaza din relatiile deformatiei elastice:

    Coeficientul

    Tinand seama de faptul ca latimea unei taieturi este de 2...4 [mm], se calculeaza

    Relatia forteiF1cu care apasa arcul asupra garniturilor de frictiune in absenta forteiF2(F2= 0 nu este actionat ambreiajul) , se poate scrie:

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    31/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    31

    Proiect CCAR 1

    E modului de elasticitate longitudinal (modulul lui Young);

    coeficientul Poisson.

    Procedeu de lucru:

    Se calculeaz cu pas de 0,1 pentru sgeata adimensional fora de apsare i secompleteaz tabelul.

    f1 F1 f1[mm] F1[N]0,1 0,106614 0,25 696,63571940,2 0,203563 0,5 1329,7865670,3 0,291223 0,75 1902,4347910,4 0,369972 1 2416,8661310,5 0,440186 1,25 2875,5404580,6 0,50224 1,5 3280,9176390,7 0,556513 1,75 3635,4575420,8 0,60338 2 3941,6200360,9 0,643218 2,25 4201,864988

    1 0,676404 2,5 4418,6522681,1 0,703314 2,75 4594,441744

    1,2 0,724324 3 4731,6932831,3 0,739812 3,25 4832,8667541,4 0,750153 3,5 4900,4220251,5 0,755724 3,75 4936,8189651,6 0,756903 4 4944,5174411,7 0,754065 4,25 4925,9773231,8 0,747587 4,5 4883,6584781,9 0,737845 4,75 4820,020775

    2 0,725217 5 4737,5240812,1 0,710078 5,25 4638,6282662,2 0,692805 5,5 4525,7931972,3 0,673775 5,75 4401,478743

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    32/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    32

    Proiect CCAR 1

    2,4 0,653364 6 4268,1447722,5 0,63195 6,25 4128,2511532,6 0,609907 6,5 3984,2577522,7 0,587614 6,75 3838,624442,8 0,565446 7 3693,8110842,9 0,54378 7,25 3552,277552

    3 0,522993 7,5 3416,483713

    Deoarece ambreiajul trebuie s asigure i jocul dintre garnituri i discul de presiune

    sau volant, pentru decuplarea complet va trebui s continum calculul dup aflarea

    forei maxime pentru o comprimare implementar cu valoarea .

    Fora maxim din tabelul de mai sus va deveni fora la cuplare i de aceea trebuie s

    fie cel puin de valoarea forei de apsare F calculat n etapa anterioar.

    Condiia 1 este ca: .

    Ambreiajul trebuie s asigure i transmiterea momentului dup uzura garniturilor

    (pn la valoarea admisibil ). De aceea, n tabel i n grafic trebuie s avem

    ndeplinit condiia 2:

    Adic s putem transmite momentul maxim pn cnd devine 1.

    n cadranul IV al graficului se va gsi graficul forei de apsare a rulmentului de

    presiune , unde: (relaie obinut din condiia de

    echilibru).

    n cadranul II al graficului este reprezentat scderea forei de apsare rezultante a arculuicnd i se apas pedala ambreiajului, aadar crete pn la

    anularea lui F1(decuplare)

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    33/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    33

    Proiect CCAR 1

    f2 F2 f2[mm] F2[N]0,2 0,053307 0,5 348,31790,4 0,101781 1 665,05950,6 0,145612 1,5 951,45520,8 0,184986 2 1208,735

    1 0,220093 2,5 1438,13

    1,2 0,25112 3 1640,8691,4 0,278257 3,5 1818,1831,6 0,30169 4 1971,3031,8 0,321609 4,5 2101,458

    2 0,338202 5 2209,8792,2 0,351657 5,5 2297,7952,4 0,362162 6 2366,4382,6 0,369906 6,5 2417,0382,8 0,375076 7 2450,824

    3 0,377862 7,5 2469,0273,2 0,378451 8 2472,8773,4 0,377032 8,5 2463,604

    3,6 0,373793 9 2442,443,8 0,368923 9,5 2410,613

    4 0,362608 10 2369,3544,2 0,355039 10,5 2319,8944,4 0,346402 11 2263,4624,6 0,336887 11,5 2201,294,8 0,326682 12 2134,606

    5 0,315975 12,5 2064,6425,2 0,304954 13 1992,6275,4 0,293807 13,5 1919,7925,6 0,282723 14 1847,3675,8 0,27189 14,5 1776,583

    6 0,261496 15 1708,669

    3000

    2000

    1000

    0

    1000

    2000

    3000

    4000

    5000

    6000

    0,25 0,75 1,25 1,75 2,25 2,75 3,25 3,75 4,25 4,75 5,25 5,75 6,25 6,75 7,25

    F1[N]

    F2[N]

    f1[mm]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    34/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    34

    Proiect CCAR 1

    Calculul de rezisten a arcului tip diafragm

    n cazul arcului diafragm cu tieturidup generatoare, solicitarea maximapare n poriunea circular ce trece prin

    pct. B (vezi figura).

    Considerm starea de eforturi unitar biaxial. Eforturile unitare normale vor fi:

    a). Efortul de compresiune:

    d = 89,62

    a = 80[mm]

    b = 100[mm]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    35/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    35

    Proiect CCAR 1

    b). Efortul la ncovoiere:

    Se va calcula efortul echivalent .

    Se alege un oel pentru arcuri (STAS 795-77).

    Ex.: 51 V Cr 11 A, 60 Si 15 A, OLC 85 A etc.

    ;

    (80-89,62) 0,06252 2,5 0,0625

    802 (1 0,42)

    c= -302,8564453[MPa]

    i= 377,82966[MPa]

    ech.= 680,6861053[MPa]

    60Si15A

    1270

    1,8686,486 MPa

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    36/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    36

    Proiect CCAR 1

    Calculul arborelui ambreiajului

    Arborele ambreiajului (care este n acest caz ct i arborele primar al cutiei de viteze) are oporiune corelat pe care se deplaseaz butucul discului condus.

    Solicitarea principal este cea de torsiune cu Mc (momentul de calcul al ambreiajului).

    Dup calcul, se compar cu .

    Din STAS 1768-68 =>

    = 19,8 mm

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    37/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    37

    Proiect CCAR 1

    Att canelurile arborelui ct i cele ale butucului sunt supuse la strivire. Considernd

    n care:

    Se recomand

    di= 21 [mm]

    de= 25 [mm]

    b = 7 [mm]

    L = 1,4 de= 1,4 25 = 35[mm]

    = 2mm

    = 15939,13 N

    = 35 2 = 70 mm

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    38/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    38

    Proiect CCAR 1

    b limea canelurilor

    Observaie:

    Considernd valorile adoptate pentru rezistenele admisibile se alege din STAS 791-88 unmaterial pentru arbore (oeluri de cementare).

    Material arbore ambreiaj: 18MnCr11.

    Definiie:

    Oelurile de cementare sunt oeluri la care stratul superficial de carbon este mbogit,prin nclzirea i meninerea la o temperatur superioar zonei de transformare, ntrun

    mediu carburant lichid, solid sau gazos. Dup cementare urmeaz clirea i o revenire la

    temperaturi ntre 150 200 grade Celsius, pentru eliminarea tensiunilor remanente dinmaterial.

    Dup prelucrarea suprafeelor canelate se trateaz prin clire prin cureni de naltfrecven (C.I.F.).C.I.F. este un procedeu de clire superficial la care nclzirea se face prin inducieelectromagnetic.

    ps = 37,95 MPa

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    39/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    39

    Proiect CCAR 1

    Se aplic pieselor de oel (cu coninut de carbon de 0,3.. . 0,8 %) sau de font, pentruobinerea unei structuri martensitice dure (duritate 56... 62 HRC) la suprafa, concomitentcu meninerea structurii moi, maleabile, n miezul pieselor.

    Dup nclzirea la cca. 900C, se face rcirea n ap, ulei sau aer.

    Calculul mecanismului de acionare

    Dup cum se vede in figur, sistemele de acionare a ambreiajului sunt de dou feluri:

    a)sistem de acionare mecanic

    b)sistem de acionare hidraulic

    n funcie de complexitatea i mrimea ambreiajului, fiecare productor auto alege ce tipde mecanism de acionare s monteze pe un autovehicul. Totui, pentru a afla caremecanism se potrivete, se fac n prealabil o serie de calcule care ajut la determinareaunor dimensiuni cum ar fi: lungimea pedalei, lungimea prghiei de debreiere i altele.

    n concluzie, pentru un sistem mecanic de acionare vom folosiurmtoarele relaii:

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    40/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    40

    Proiect CCAR 1

    Fora de apsare a pedalei:

    Cursa pedalei va fi:

    Pentru sistemele de acionare hidraulice, se regsesc urmtoarele relaii:

    Fora de apsare a pedalei:

    Cursa pedalei va fi:

    Astfel:

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    41/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    41

    Proiect CCAR 1

    Calculul cutiei de viteze mecanice, n trepte

    a). Calculul roilor dinate:

    Numrul treptelor de vitez precum i rapoartele de transmitere ale treptelor se determindin calculul dinamic al autovehiculului.

    Soluia constructiv de realizare a cutiei de viteze depinde de tipul autovehiculului iorganizarea acestuia. Astfel, la autoturismele organizate dup soluia clasic, de obiceise utilizeaz cutii de viteze cu trei arbori, in timp ce la autoturismele organizate dupsoluia totul in fa sau totul in spate se prefer cutiile de viteze cu doi arbori, din

    = 2411,84 N

    f '= 20 [mm]

    e'= 70 [mm]

    d'= 30 [mm]

    c'= 90 [mm]

    a '= 180 [mm]

    b'= 45 [mm]

    = 2411,8445 30 20

    180 90 70= 95,7 [N]

    Sl= 4 [mm]

    Sd= 1,5 [mm]

    SP= 111 [mm]

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    42/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    42

    Proiect CCAR 1

    motive legate de reducerea gabaritului. La autocamioane i autobuze cutiile de vitezesunt de tipul cu trei arbori; la unele autocamioane se utilizeaz i cutii de vitezecompuse. La tractoare se ntlnesc att cutiile de viteze cu doi arbori, cat i cele cu treiarbori sau compuse (care permit obinerea unui numr mare de rapoarte de transmitere).

    Pentru cuplarea treptelor de mers nainte in prezent este practice generalizat soluia curoi dinate angrenate permanent i mufe cu dispozitive de cuplare. La unele camioane,autobuze i tractoare, pentru treptele inferioare se mai utilizeaz soluia de cuplare atreptelor prin deplasarea axial a roilor. Aceast soluie este utilizat i pentru treaptade mers napoi.

    Pentru calcule de predimensionare a cutiei de viteze, modulul normal al roilor dinate sepoate determina cu ajutorul nomogramei din fig. 120, in funcie de cuplul la arborele

    secundar in prima treapt a cutiei de viteze.

    Cuplul la arborele secundar pentru prima treapt se determin cu relaia:

    n care Memaxeste cuplul maxim al motorului [daN*m], ikIeste raportul de transmitereal primei trepte de viteze, iar cveste randamentul cutiei de viteze (0.9...0.95). Valorile

    recomandate ale modulului sunt cele n zona cuprins intre cele dou linii groase; pentruautoturisme se prefer valorile inferioare (ce permit micorarea gabaritului), n timp cepentru autobuze, camioane se vor utiliza valorile superioare ale modulului.

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    43/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    43

    Proiect CCAR 1

    Valorile standardizate ale modulului normal sunt prezentate mai jos.

    Valorile de pe poziia I sunt cele preferate, dar pentru autoturisme se admite i folosireamodulilor de pe poziia II.

    s= 141 2,87 0,92 = 372,3N m = 37,23 daN m

    mn= 3mm

    A = 62,81 mm

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    44/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    44

    Proiect CCAR 1

    Unghiul de nclinare a danturii:

    Treapta I II III IV

    Perechi de rotidintate

    z1 z3 z5 z7

    z2 z4 z6 z8

    = 82, 75 mm

    = 37,31 => z2= 37 dinti

    = 16,55 => z3 = 17 dinti

    = 34,34 => z4= 34 dinti

    = 20,66 => z5 = 21 dinti

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    45/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    45

    Proiect CCAR 1

    Diametrele de divizare ale roilor dinate:

    d1 d2 d3 d4 d5 d6 d7 d8

    39 111 51 102 63 90 75 75

    = 29,82 => z6= 30 dinti

    = 24,99 => z5 = 25 dinti

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    46/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    46

    Proiect CCAR 1

    Calculul arborilor cutiei de viteze

    Date iniiale:

    1.

    Puterea nominal de transmis i momentul maxim:

    2. Turaia arborelui motor:

    3. Raporturi de transmitere:

    Treapta I II III IV

    iteoretic 2,87 2,02 1,42 1

    ireal 2,846 2 1,428 1

    A. Alegerea schemei de organizare a cutiei de viteze:

    1. Alegerea tipului de sincronizator:

    Spre exemplu, sincronizator conic cu inerie cuinele de blocare i dispozitiv de fixare cu bile.1- supraf. tronconic

    2- inel de blocare

    3, 6 dantur de cuplare

    4- roat dinat

    5- guler coroan 7 - supraf. tronc. inel.

    8 - bil

    9 - arc

    10- manon

    11- dantur manon

    12- pastil

    P= 67 kW

    Me max= 141 daNm

    nP= 3000 rpm

    = 314,16s-1

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    47/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    47

    Proiect CCAR 1

    2. Soluia de fixare i blocare a treptei de vitez:

    a. Dispozitiv de fixare:

    b. Dispozitiv de blocare:

    3. Schema cinematic :

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    48/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    48

    Proiect CCAR 1

    b limea roilor dinate

    b= 20 mm

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    49/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    49

    Proiect CCAR 1

    n urma calculelor de rezisten s-au determinat diametrele pentru tronsoanele celor patrutrepte ale cutiei de viteze.

    De menionat este faptul c pentru a mbunti procesul de calcul, calculele au fost

    realizate n proporie de 50 de procente n Microsoft Excel.

    Schema de ncrcare pentru treapta I este anexat n proiect.

    B= 15 mm

    jc= 3 mm

    lrd= 28 mm

    js= 2 mm

    jmr= 4 mm

    ls= 30 mm

    l1= 24,5 mm

    l2= 62 mm

    l3= 32 mm

    l4= 32 mm

    l5= 62 mm

    l7= 38 mm

    l6= 49 mm

  • 7/23/2019 Calculul si constructia autovehiculelor rutiere

    50/50

    Universitatea Tehnic Gheorghe Asachi din Iai - Facultatea de Mecanic

    Pentru arborele I, momentele echivalente i dimensiunile au fost surprinse n tabelulurmtor:

    Treapta l1 l2 rd Mech d* d

    [mm] [mm] [mm] [Nm] [mm] [mm]

    I 24,5 212,5 19,5 223,8164 35,72514 36

    II 86,5 150,5 25,5 462,6791 45,50963 46

    III 118,5 1 18,5 31,5 504,1068 46,82929 47

    IV 212,5 24,5 37,5 276,5807 38,33693 39

    De asemenea, pentru arborele al II-lea, momentele echivalente i dimensiunile au fostsurprinse n tabel:

    Treapta l1 l2 l3 rd Mech Mts d* d

    [mm] [mm] [mm] [mm] [Nm] [Nm] [mm] [mm]

    I 24,5 212,5 24,5 55,5 614,2393 404,67 50,01757 51

    II 86,5 150,5 24,5 51 437,9818 284,82 44,68503 45

    III 118,5 118,5 24,5 45 350,9318 200,22 41,50346 42

    IV 212,5 24,5 24,5 37,5 163,4012 141 32,16833 33

    Schema cinematic a cutiei de viteze se ataeaz n proiect, la scara 1:2.