Sisteme de Franare, Directie si Suspensie.doc

7/28/2019 Sisteme de Franare, Directie si Suspensie.doc

1/21

UNIVERSITATEA POLITEHNICA DIN TIMISOARAFACULTATEA DE MECANICA

SECTIA AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT:

SISTEME DE FRANARE, DIRECTIE SI SUSPENSIE

COORDONATOR, STUDENTI,

Conf.dr.ing. Padure Gelu


2/21

AN IV A.R

~2011~

Cuprins

1. Date initiale privind caracteristicile principale ale autovehiculului

2.Alegerea schemei de organizare a schimbatorului de viteze

3.Calculul rotilor dintate:3.1 Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere a

treptelor

3.2 Calculul danturii la incovoiere

3.3 Calculul danturii la presiunea de contact pentru treapta 1

4.Calculul arborilor schimbatorului de viteze

5.Transmisia cardanica

5.1 Calculul la torsiune

5.2 Verificarea la rasucire

5.3 Verificarea la turatia critica

6.Sistemul de franare

6.1Calculul tipului de saboti6.2 Calculul la uzura al garniturilor de frecare

6.3Lucrul mecanic specific de frecare

6.4 Puterea specifica pe garnitura de frictiune

6.5 Incarcarea specifica a garniturii de frictiune

Bibliografie

2


3/21

1 Date initiale privind caracteristicile principale ale autovehiculului:Anexa I : Caracteristici principale ale motorului

Autoturism Tipmotor

Caracteristici principale motoreP

[kW]Pn

][min1

mM

[Nm]Mn

][min1

tv

][3cm

D/S[mm/mm]

Consumcombustibil1/100 [km]

VW JettaGTD

m.a.c 79 5400 157 3800 1781 81/86,4 10.0

6.6/8.7/10.7

Anexa II : Caracteristici principale ale autovehiculului

Autoturism maxv[km/h]

Caracteristici principale autovehiculL1

[mm]

2B

[mm]

3H

[mm]

4L[mm]

5/ sf BB

[mm/mm]

e6

[mm]

7MT amm /0

[kg]Pneuri

VW JettaGTD

184 4385 1675 1405 2475 1427/1422 130 f-f 1000/1490 185/60R14 H

1. L- lungimea totala a autovehiculului;

2. B- latimea totala a autovehiculului;3. H- inaltimea totala a autovehiculului;4. L- ampatamentul masini;5. sf BB / - ecartamentul la puntea fata-spate;6. e- garda la sol;7. MT-configuratia tranmisiei : prima liter- ansamblul motorului

a doua liter- asamblarea punii motoare;8. amm /0 - masa proprie- masa totala;

3


4/21

9. prima parte- latime bandaa doua parte- inaltime cauciuca treia parte- inch interior (sau janta)1

Anexa III : Rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze si transmisiei principale

Autoturism Tip motor Rapoarte de transmitere cutia de viteze Transmisiaprincipala

1si 2si 3si 4si 65 / ss ii ai

VW JettaGTD

m.a.c 3.46 1.94 1.29 0.91 0.75 3.67

2. Alegerea schemei de organizare a schimbatorului de viteza:

Solutia constructiva la VW Jetta GTD este solutia totul in fata (motorul si transmsiain fata). Aceasta asigura o stabilitate foarte mare la viraje deoarece axa longitudinala isimodifica directia urmand pozitia rotilor din fata (roti directoare). Lipsa transmisiei cardanicepermite o utilizare mai buna a interiorului caroseriei, se elimina vibratiile si se coboara centrulde greutate. Prin plasarea motorului transversal fata, se asigura marirea consistenta ahabitaclului si a compartimentului motor, cu o foarte buna accesibilitate la unitatea detractiune.

Ca dezavantaj al acestei solutii constructive consta in descarcarea puntii fata la urcarearampelor, o uzura mai accentuata a anvelopelor fata, complexitatea solutiei datorate faptului capuntea fata este si punte motoare si punte directoare.

Alegerea schemei de organizare a schimbatorului de viteze se face pe baza rezultatelorobtinute la calculul tractiunii, in cadrul caruia s-a facut etajarea cutiei de viteze. In schema deorganizare a cutiei de viteze, la alegerea pozitiei rotilor dintate fata de lagarele arborilor, estenecesar sa se adopte initial, prin comparatie cu realizarile similare existente.

Solutia constructiva a cutiei de viteze la VW Jetta GTD, este solutia cu trei arbori si cincitrepte de viteze, prezentata in figura de mai jos.

4


5/21

Fig.: Schema cinematica pentru cutiile de viteza cu trei arbori si cinci trepte

Calculul distantelor dintre carter si rotile dintate, respectiv dintre roti l1,l2, l3, l4, l5

z1, z2... z13 rotile dintate care formeaza angrenajele treptelor de viteza

B latimea lagarelor

b1, b2,b3, b4, b5, b6, b7, b8 latimea perechilor de roti dintate ce formeaza un angrenaj

ls latimea sincronizatoarelor

j1, j2 - jocurile dintre roti dintate si carter

j3, j4 - jocurile dintre roti dintate si sincronizator

j5, j6 , j7 - jocurile dintre roti dintate

Tip autovehicul B [mm] j [mm] b [mm] ls [mm]

autoturisme 14...19 4...5 14...20 32...40autocamioane 22...25 3...4,5 20...27 cca. 55

5


6/21

Din tabel s-au adoptat valorile:

B =18 [mm]; b1,2 = 15 [mm];j =4 [mm]; b3,4 =16 [mm];ls =34 [mm]; b5,6 =17 [mm];

b7,8 =18 [mm];

b9,10=19 [mm];

22

2,1

11

bj

Bl ++= 7.201 =l [mm];

22

4,3

32

2,1

2

bjlj

bl s ++++= 4.582 =l [mm];

22

6,5

4

4,3

3

bj

bl ++= 1.213 =l [mm];

22

8,7

65

6,5

4

bjlsj

bl ++++= =4l 63 [mm];

++= 7

8,7

52

jb

l b9,10/2 4.235 =l [mm];

l6=b9,10+B/2+j8 l6=23.5 [mm] ;

l=l1+l2+l3+l4+l5+l6=205.1 mm;

Distanta dintre axele arborilor, C:

- pentru autoturisme:

326 [ ]M

C M mm=

- pentru autocamioane si autobuze:

340 [ ]MC M mm=

MM momentul motor maxim, in [daNm];

Distanta C se definitiveaza la calculul rotilor dintate.

MM = 15.7 [daNm]

C= 10.657.1526 3 = [mm];dar se adopta C = 70 [mm];

6


7/21

3. Calculul rotilor dintate

Calculul roilor dinate cuprinde: Determinarea numrului de din dini i definitivarea rapoartelor de transmitere al treptelor Calculu danturii la ncovoiere Verificarea danturii la oboseala Verificarea danturii la presiunea de contact

3.1. Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de

trasmitere al treptelor:

La determinarea numrului de dini ai roilor, trebuie ndeplinite urmtoarele cerine:- Realizarea, pe ct posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea

schimbtorului de viteze, avnd n vedere c roile dinate au un numr ntreg dedini

- Alegerea pentru pinioanele a numrului de dini minim admisibil, pentru a rezultaun schimbtor de viteze ct mai compact.

Distana C dintre axele arborilor secundari (sau primari) i intermediari poate fi exprimat nfuncie de razele roilor dinate care se afl n angrenare.

87654321 ddddddddrrrrrrrrC +=+=+=+=

n caredr este raza cercului de divizare.

Dac se ine seama de legtura dintre razadr ,modulul m i numrul de dinizal unei roi dinate,

relaia de mai sus, pentru cazul roilor dinate cu dini drepi, devine :

)(21)(

21)(

21)(

21

878,7656,5434,3212,1zzmzzmzzmzzmC +=+=+=+=

Sau dac toate roile au acelai modul:

.2

187654321constC

m

Czzzzzzzz ===+=+=+=+

n cazul roilor dinate cu dini nclinai relaia devine:

)(cos2

1)(

cos2

1)(

cos2

1)(

cos2

187

8,7

8,7

65

6,5

6,5

43

4,3

4,3

21

2,1

2,1 zzm

zzm

zzm

zzm

C +=+=+=+=

n care : 8,76,54,32,1 ,,, mmmm sunt modulele normale ale perechilor respective de roi dinate,

8,72,1,..... unghiurile de nclinare ale dinilor perechilor de roi dinate.

n cazul n care toate roile au acelai modul normal relaia devine:

)(cos2

1)(

cos2

1)(

cos2

1)(

cos2

187

8,7

65

6,5

43

4,3

21

2,1

zzm

zzm

zzm

zzm

C +=+=+=+=

7


8/21

sau

1

8,7

87

6,5

65

4,3

43

2,1

212

coscoscoscosC

m

Czzzzzzzz==

+

=

+

=

+

=

+

Modulele roilor dinate se determin n funcie de tipul automobilului i valoarea momentuluimaxim ce trebuie transmis, utiliznd tabelul de mai jos. Adoptnd din tabel diametrul pitch DP,modulul se determin cu relaia:

DPm

4.25=

Tipautovehicul

Momentul motor[Nm]

Diametrul pitch (DP)Dantura dreapta Dantura inclinata*

Autoturisme pana la 166

intre 173..276peste 276

10

88

12

1210autocamioane pana la 276

intre 276...346intre 346...415

peste 415

7665

8766

Se adopta roti cu dantura inclinata:daNmNmM 7.15157max == rezult cMmax m=2.8

505,2

702211 =

===>= CC

m

C

Dup determinarea modulelor se trece la determinarea numrului de dini. La roile cu dininclinai n funcie de tipul automobilului, se adopt o anumit valoare pentru

1C astfel nct

suma numrului de dini ai roilor n angrenare s fie descresctor ctre stnga(cu 2-3 uniti).Pornind de la relaia raportului de transmitere a fiecrei trepte i de la iC1 corespunztorperechilor de roi n angrenare, se determin numrul de dini pentru fiecare roat.Cunoscnd numrul de dini i modulele se deteremin distana C dintre axele arborilorschimbtorului de vitez i unghiurile i de nclinare a danturii la roile cu dini nclinai.

mC

zz iii

+= +

2cos 1

Treapta I

1

z este numrul minim de dini cu profil n evolvent ( 20= ) Z1 =17;

8


9/21

121Czz =+

82.581746.31121

21 =====>= ziz

z

zi ; 332 =z

Treapta II

Z7+Z8=56 Z7=56-Z8 277 =z

is2 =Z2/Z1*Z7/Z8 1.94=33/17*Z7/Z8 298 =z

Treapta III

Z5+Z6=54 Z5+Z6=54 225 =z

is3=Z2/Z1*Z5/Z6 1.29=33/17*Z5/Z6 326 =z

Treapta V

Z3+Z4=52 Z3+Z4=52 Z3 =18is5=Z2/Z1*Z3/Z4 0.75=33/17*Z3/Z4 Z4=34

=>

+=

+= 5,2

702

3317

2cos 2112 m

C

zz ; 2712 =

=>

+=

+= 5,2

702

3418

2cos 4334 m

C

zz ; 2234 =

=>

+=

+= 5,2

702

3222

2cos 6556 m

C

zz ; 1556 =

=>

+=

+= 5,2

702

2927

2cos 8778 m

C

zz ; 078 =

=>

+=

+= 5,2

802

1733

2cos 109910 m

C

zz ; 27910 =

9


10/21

3.2. Calculul danturii la incovoiere:

mp = ; 85.75,214,3 ==p [mm];

b=*p=2.5*7.85=27.5=>b=20 [mm];

=2,2......2,75 mm

unde: p-pasul danturii b-latimea rotilor dintatem-modulul normal

Forta de calcul

2277727cos175,2

100022.54322

1=

== zm

M

Ft

t N

22.54346.3157max === iMMt ; [Nm] Mt=543.22 [daNm];

20,12827cos127,085,720

22777

cos=

=

=

pb

Ft

i ; [daN/mm2]

b1,2=15 [mm] =1,5 [cm];

p=7,85 [mm] =0,785 [cm];m=2,4 [mm] =2,5*10-3 [m];

unde: Ftforta de calcul;

Mt momentul de calcul [daNm];

10


11/21

Obs: In relatii marimile b si p vor fi introduce in [cm], iar modulul m se introduce in [m];Coeficientul y-coef. ce tine seama de forma si numarul dintilor se gaseste dat in tabele sau

se poate calcula cu relatia:

2

2,1

1

2,1

1

cos

5,4

cos

15,1172,0

+=

zz

y

124,0012,0060,0172,019

5,4

19

15,1172,0

2=+=+=y

3.3 Calculul danturii la presiunea de contact (pt. Tr. I):

sin

)1(1835 1

+

+=

b

kkiiM

iC

ip d [N/mm2]

( )

26.9931.1785.2320sin20

109,0111122.543

170

11835 ==

+

+=p ; [N/mm2]

p =99.26 [N/mm2];

p = 950.1000 [N/mm2];

unde: C distanta dintre axe

M momentul maximi treapata pentru care calculam i=1

k1 coef. in functie de concentrarea sarcinii pe lungimea dintelui

=20

11


12/21

b

b

r

k

+

=

15,01

6,11

;

42,112,1

6,1

5,0

415,01

6,11

==

+

=k

;42.1

1

=k

;

unde: b =4, iar raza br =0,2 m [mm];

br =0,2 2,5=0,5 [mm];

dk -coef dinamic dk =1,1.1,3; => dk

=1,2;

4.Calculul arborilor schimbatorului de viteze

4.1 Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul sectiunilor din lagare.

12


13/21

l= l1+l2+l3=20,7+58,4+21,1=100,2=> l= 100 mmrd=(m*z)/2*cosi j=>

rd2=2,5*33/27=3,05 mmrd10=2,5*17/27=1,57 mm

Ft= Mt/rd*is is=z2/z1=33/17=2

Ft2=(Mmax*is1)/rd2=(157*2)/3,05=102,9KNFt10=(Mmax*is)/rd10=(157*2)/1,57=200KN=200

Fr= Ft*(tg/cosij) Fa=Ft*tgijFr2=(102.9*tg20)/27=1.38 Fa2=37.45Ft10=(200*tg20)/27=2.69 Fa10=72.79t=Mt/Wp=(Mmax*is)/(Pi*d3)/16=> t=(157*2*16*1000)/3.14*163=390.62

unde: d=(0.4............0.45)- pentru autoturisme

4.1.1 Calculul de incovoiere

Se va calcula suma monetelor in punctul A respectiv in punctul B:(M)A=0Ft2*l1-Ft10*(l1+l2)-RBH*l=0

RBH=(Ft2*l1-Ft10*(l1+l2))/l= -136.89(M)B=0RAH*l-Ft2*(l2+l3)+Ft10*l3=0

RAH=(Ft2*(l2+l3)-Ft10*l3)/l=39.60

13


14/21

Suma de momente in punctul A:

RBV*l-Fr10*(l1+l2)+Fa10*rd10-Fa2*rd2-Fr2*l1RBV=(Fr10*(l1+l2)-Fa10*rd10+Fa2*rd2+Fr2*l1)/l RBV= 2.41

Suma de momente in punctul B:

RAV*l-Fr2*(l2+l3)+Fa2*rd2-Fa10*rd10-Fr10*l3RAV=(Fr2*(l2+l3)-Fa2*rd2+Fa10*rd10+Fa10*l3)/lRAV=16.45

A-1Miv=RAV*x x=0 MivA=0

X=l1 Miv1=RAV*l1=16.45*20.7=340.51-2

Miv=RAV*x-Fr2*(x-l1)+Fa2*rd2x=l1 Miv1=RAV*l1+Fa2*rd2=16.45*20.7+37.45*3.05=454.7 x=(l1+l2)Miv2=RAV*(l1+l2)-Fr2*l2+Fa2*rd2=

=16.45*(20.7+58.4)-1.38*58.4+37.45*3.05=1334

2-BMiv=RBV*l3-Fr10*x+Fa10*rd10x=l3RBV*l3-Fr10*l3+Fa10*rd10=2.41*21.1-2.69*21.1+72.79*1.57=108.3x=0RBV*l3=2.41*21.1=50.85

5 TRANSMISIA CARDANICA

14


15/21

Transmisiacardanica are rolul de a transmite momentul motorului - fara sa-l modifice - intrediferite organe ale automobilulul, a caror pozitie relativa este, in general, variabila, in urmatoarelecazuri : de la cutia de vilezela cutia de distribute sau la cutia de viteze suplimentara, cand acesteasunt asezate separat pe cadrul automobilului ; de la cutia de viteze sau cutia de distribulie latransmisiile principale ale puntilor motoare ; de la arborii planetari la roti, in cazul automobilelorcu suspensia independenta a rotilor motoare.Conditiile principale impuse transmisiilor cardanice sunt urmatoarele :- transmiterea miscarii sa fie sincrona ;- sa asigure compensarile unghiulare si axiale necesare ;- sa atenueze solicatarile dinamice si sa asigure rigiditatea necesara la torsiune ;- sa asigure amortizarea si izolarea vibratiilor ;- solicitarile parazitare sa fie cat mai reduse ;- sa asigure unghiuri corespunzatoare intre axele arborilor ;- sa asigure o durabilitate mare (uzura redusa, rezistenta la oboseala etc.); randamentul sa fie catmai ridicat; sa prezinte siguranta in functionare; constructia sa fie simpla si economica;- organele componente care se uzeaza repede sa fie usor inlocuibile;

- montarea, demontarea si intretinerea sa fie usoare ; tehnologia de executie sa fie simpla ; arboriiimpreuna cu piesele aferente sa fie echilibrati etc.Clasificarea transmisiilor cardanice se poate face astfel :- dupa legea de transmitere a miscarii, pot fi: transmisii asincrone si sincrone ;- dupa functia sau scopul transmisiei, pot fi: transmisii de forta si de comanda, transmisiiextensibile si inextensibile (cu lungimea arborilor variabila sau constanta) ;- dupa pozitia relativa a arborilor, pot fi : transmisii cu configuratie plana si spatiala, cu pozitiarelativa invariabila sau variabila ;- dupa numarul articulatiilor cardanice, pot fi : transmisii bicardanice, tricardanice etc. ;- dupa tipul constructiv al articulatiilor cardanice, pot fi : transmisii rigide si elastice.

5.1 Calculul la torsiune

t= Mc/Wp unde: Mc= momentul de calcul

Mc=Mmax*is1Mc=157*3.46=543.22Wp=*D3/16 - in cazul arborelui plinWp=(*(D3-d3))/16 in cazul arborelui tubular-pentru materiale obisnuite at=250.....300 N/mm2

t=(Mmax*is1)/(0.2*D3)=at

15


16/21

D=24.72=>D=25 mm

at=(157*103

*3.46)/(0.2*253

)=173.83

5.2 Verificarea la rasucire

0=(MC*L)/(G*Ip)*(180/)


17/21

-Frana cu Disc:

6.1 Calculul tipului de saboti

17


18/21

Mf=Mf1+Mf2Mf1=rr*F1Mf2=rr*F2

a) Conditia de aderenta

Ff1=*z1 z1=(Ga*b+Ff*hg)/L

Ff2=*z2 z2=(Ga*a-Ff*hg)/L-pentru autoturisme a/L=0.45.0.55b/L=0.45.0.55 cu conditia a+b=L

Ff=Ff1+Ff2

=coeficentul de aderenta =0.7

hg=0.60.8-autot incarcat

hg = 0.50.6-autot decarcar

Din proiectul de anul trecut G1=1920 Kg

Raza de rulare rr=0.3 [m];a/L=0.45a=0.45*L=0.45*2700=1215=b

Z1=(1920*1215+1174*0.60)/2700=864Ff1=6048Z2=(1920*1215-1174*0.60)/2700=863Ff2=6041Ff=Ff1+Ff2=610.4+599.2=1 209.6

Conditia realizarii unei deceleratii maxime

Ff=Ga/g*afmax=mafmax1920/9.81*6=1174M= masa autov afmax=6 m/s2

=Mf1/Mf2=Ff1/Ff2=(1+*) / (2-*)

=(0.45+0.7*0.022) / (0.45-0.7*0.022)=1.07=h g/L=0.6/27=0.022

=(1+max* )/ (+ max* )=(0.45+0.6*0.022)/ (20+0.6*0.022)=0.023max=afmax/g=6/10=0.6

6.2 Calculul la uzura al garniturilor de frecare

18


19/21

a)Presiunea specifica pe suprafata garniturilor de frecare P0

P0=Ga/A*rr/rt*af**gpa=6..9 daNmm2

P0=1920/11519*0.286/0.3*6/0.3*9.81=0.308af=aafmax=6 m/s2

rt=raza tamburuluiA=suprafata totala de frecare a garniturilor=0.3-coeficentul de frecare a garniturilor de frictiuneg=9.81rt=diametrul jantei(20.30mm)A=4*rt*b*(1+2)*/180A=4*30*50*(80+90)*3.14/180=11519b=latimea garniturii de frecare=80..1400

b=40.60 mm

6.3 Lucrul mechanic specific de frecare

Se calculeaza cu relatia:

=

A

fL

SL [J];

fL = lucrul mecanic al fortelor de franare;

A = suprafata totala a graniturilor de frictiune de la toate franele considerate pentru opunte

2

26

1v

g

aG

fL = smhkmv /33,8/30 ==

33.522233,8

81,9

1920

26

1 ==f

L [J]; fL 522.33 [J];

Pentru o punte suprafata totala a garniturilor de frictiune este:

320004mm40mm200 == A [mm2] = 320 [cm2];

63.1320

33.522==

=

A

fL

SL

[J];

Puterea de franare necesara la franarea unui automobil de masa Ma de la Vmax pana la

oprire este data de relatia:

19


20/21

maxmaxv

fa

gaGP = [W];

unde: maxfa - deceleratia maxima maxfa = 4 [m/s2];

maxv = viteza maxima vmax=171 [km/h] =47,5 [m/s]

8.557795,47681,9

1920==P [W];

=> P = 55.779 [kW]:

Puterea se va exprima in cai-putere [CP]:

1 [CP] = 735.5 [W] sau 1 [kW] = 1,36 [CP];

=> P =55.779 1,36=75.85 [CP];

6.4 Puterea specifica pegarnitura de frictiune

Se calculeaza cu ajutorul relatiei:

=

A

PS

P [CP/cm2];

23.0320

85.75==

SP [CP/cm2

6.5Incarcarea specifica a garniturii de frictiune

=

AgaG

Sq [daN/cm2];

162.61

320*81,9

1920==

Sq [daN/cm2];

20


21/21

Bibliografie:

- Gheorghe Fratila, ,,Calculul si constructia automobilelor, Bucuresti 1970- Gelu Padure, ,,Autovehicule rutiere. Constructie si calcul, Editura

Politehnica, Timisoara 2006

Documents

Sisteme de Franare, Directie si Suspensie.doc