Automobile I - Camion 6x4

CUPRINS Capitolul 1. Analiza particularităților constructive ale modelelor similare. Stabilirea modelului de autocamion proiectat conform cerințelor temei .......................................................................... 4 1.1

Alegerea unor modele similare ......................................................................................... 4

1.2

Analiza particularităţilor constructive ale modelelor similare alese ................................ 9

1.2.1

Analiza parametrilor dimensionali ............................................................................ 9

1.2.2

Analiza parametrilor masici .................................................................................... 12

1.2.3

Analiza parametrilor energetici ............................................................................... 16

1.3

Stabilirea tipului de automobil ce se va proiecta ............................................................ 19

1.4

Observații și concluzii .................................................................................................... 19

1.5

Bibliografie ..................................................................................................................... 20

Capitolul 2. Determinarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai automobilului, precum și a subansamblelor acestuia ............................................................................................ 21 2.1 Predeterminarea parametrilor dimensionali ........................................................................ 21 2.2 Predeterminarea parametrilor masici .................................................................................. 27 2.3 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai principalelor subansambluri ce compun autovehiculul .................................................................................. 29 2.4 Observații și concluzii ......................................................................................................... 32 2.5 Bibliografie.......................................................................................................................... 32 Capitolul 3. Predimensionarea formei și a dimensiunilor spațiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere .................................................................................................................... 32 3.1 Spațiul și organizarea postului de conducere. Manechinul bidimensional ......................... 32 3.2 Observații și concluzii ......................................................................................................... 37 3.3 Bibliografie.......................................................................................................................... 37 Capitolul 5. Determinarea centrului de masă și a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere ....................................................................................................................................................... 38 5.1 Determinarea poziției centrului de masă atât la sarcină utilă nulă, cât și la sarcină utilă constructivă maximă ................................................................................................................. 38 5.2 Determinarea încărcărilor la punți....................................................................................... 43 1

5.3 Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere și stabilitatea longitudinală, în strânsă legătură cu panta maximă impusă prin proiect ......................................................... 45 5.4 Observații și concluzii ......................................................................................................... 47 5.5 Bibliografie: ........................................................................................................................ 47 Capitolul 6. Alegerea anvelopelor și a jantelor ............................................................................. 48 6.1 Stabilirea încărcărilor pe pneuri .......................................................................................... 48 6.2 Alegerea pneurilor ............................................................................................................... 50 6.3 Observații și concluzii: ........................................................................................................ 51 6.4 Bibliografie: ........................................................................................................................ 51 Capitolul 7 Stabilirea principalilor parametrii aerodinamici si de rulare ai automobilului .......... 52 7.1 Determinarea coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor .......................................... 52 7.2 Determinarea coeficientului de rezistență al aerului și a ariei transversale maxime .......... 54 7.3 Determinarea randamentului transmisiei autocamionului................................................... 56 7.4 Observații și concluzii ......................................................................................................... 56 7.5 Bibliografie.......................................................................................................................... 56 Capitolul 8 Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare ...................... 57 8.1

Determinarea rezistenței la rulare și a puterii corespunzătoare ...................................... 57

8.2

Determinarea rezistenței la pantă și a puterii necesare învingerii acesteia ..................... 57

8.3

Determinarea rezistenței aerului și a puterii necesare învingerii rezistenței aerului ...... 58

8.4

Determinarea rezistenței la accelerare și a puterii necesare învingerii acesteia ............. 58

8.5 Determinarea rezistenței totale și a puterii necesare învingerii rezistenței totale ............... 59 8.6 Observații și concluzii: ........................................................................................................ 73 8.7 Bibliografie: ........................................................................................................................ 73 Capitolul 9 Predeterminarea caracteristicii de turație din condiția de viteză maximă în palier .... 74 9.1 Predeterminarea motorului ce va echipa autocamionul ...................................................... 74 9.2 Observații și concluzii ......................................................................................................... 79 9.3 Bibliografie: ........................................................................................................................ 79 Capitolul 10. Predeterminarea raportului de transmitere al transmisiei principale ....................... 80 2

10.1 Predeterminarea raportului de transmitere al transmisiei principale ................................. 80 10.2 Definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale ...................................... 80 În vederea definitivării raportului de transmitere al transmisiei principale se va determina încă trei valori ale raportului de transmitere efectiv. Acest lucru se va face prin adoptarea unui număr mai mare de dinți ai coroanei diferențialului: z c  27  29 ......................................... 81 10.3 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteză ........ 83 10.3.1 Determinarea lui isv1 din condiția de pantă maximă impusă ........................................ 83 10.3.2 Determinarea lui isv1 din condiția de viteză minimă stabilă ........................................... 83 10.3.3 Determinarea lui isv1 din condiția de lucru mecanic de frecare la cuplarea ambreajului 84 10.3.4 Observații și concluzii .................................................................................................... 84 10.3.5 Bibliografie: ................................................................................................................... 84 Partea a II-a ................................................................................................................................... 85 Capitolul 11. CALCULUL ȘI PROIECTAREA AMBREAJULUI ............................................. 85 11.1 Determinarea momentului de calcul ................................................................................. 85 11.2 Determinarea momentului de frecare al ambreajului ........................................................ 85 11.3 Dimensionarea garniturilor de frecare............................................................................... 85 11.4 Calculul arcurilor de presiune ........................................................................................... 87 11.5 Calculul părții conducătoare.............................................................................................. 91 11.5.1 Dimensionarea discului de presiune ........................................................................... 91 11.5.2 Calculul elementelor de legătură ................................................................................ 92 11.6 Calculul părții conduse ...................................................................................................... 93 11.6.1 Calculul arborelui ambreajului ................................................................................... 93 11.6.2 Calculul îmbinării dintre butucul discului condus cu arborele ambreajului. ............. 94 11.6.3 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar..................................................... 94 11.7 Calculul sistemului de acționare a ambreajului................................................................. 95 11.8 Observații și concluzii ....................................................................................................... 98 11.9 Bibliografie........................................................................................................................ 98

3

Capitolul 1. Analiza particularităților constructive ale modelelor similare. Stabilirea modelului de autocamion proiectat conform cerințelor temei 1.1 Alegerea unor modele similare Pentru a proiecta un nou autovehicul, este indicat ca într-o primă fază să se studieze oferta deja existentă pe piață, la care se vor aduce ulterior înbunătățiri. În acest scop au fost preluate un număr de 10 modele similare, de la marii producători de autocamioane, în vederea stabilirii principalelor caracteristici. Primul model similar este BMC Professional 938 EDB având următoarele caracteristici dimensionale: lungime totală La=7715 mm, lățime totală la=2500 mm, înălțime totală ha=3050 mm, ampatamentul L=3900 mm,distanța între axe A=1350 mm, consola față C1=1535 mm, consola spate C2=930 mm. Cutia de viteze este una de tip EATON FSO- 10309 manulă cu 9+1 trepte. Motorul disponibil pentru acest autocamion este CUMMINS ISLe5 380 (Euro 5) de Tip Turbo Intercooler Diesel cu 6 cilindri în linie, capacitatea litrica fiind de 8,9 l. Puterea maximă care poate fi dezvoltată este de 380 CP (280 KW) la o turație de 2100 rpm iar momentul maxim ce poate fi dezvoltat este de 1700 Nm pe o plajă de turație între 1300-1400 rpm. Greutatea maximă admisă a acestui autocamion este de Ga=26000 kg având o greutate proprie de doar G0=9400 kg, astfel greutatea utila Gu=16600 kg. Autocamionul este dotat cu doi acumulatori de 150 Ah, alternator 24V/70Ah, iar demarorul 24V. Viteza maxima atinsă este de 107 Km/h.[1]

Al doilea model similar ales este autocamionul DAF FAT CF75 Autoșasiu ce are următoarele caracteristici dimensionale: lungime totală La=10680 mm, lățime totală la=2450 mm, înălțime totală ha=2910 mm, ampatamentul L=4850 mm, distanța între axe A=1400 mm, consola față C1=1380 mm, consola spate C2=3750mm. Cutia de viteze standard, este una manulă cu 8+1 trepte. Motorul disponibil pentru acest autocamion este PR183 cu 6 cilindri în linie, capacitatea litrica fiind de 9,2 l. Puterea maximă care poate fi dezvoltată este de 310 CP (228 KW) la o turație de 2200 rpm iar momentul maxim ce poate fi dezvoltat este de 1275 Nm la o turație de 1100-1700 rpm. Greutatea maximă admisă a acestui autocamion este de Ga=26000kg având o greutate proprie de doar G0=8605 kg, astfel greutatea utila Gu=17395 kg. Autocamionul este dotat cu doi acumulatori de 140 Ah ce alimenteaza instalația la 24V, alternatorul este de 80Ah. Viteza maxima atinsă este limitata electronic la 85 Km/h.[2]

4

Cel de-al treilea model similar ales este ISUZU FVY 1400 Auto având următoarele caracteristici dimensionale: lungime totală La=9180 mm, lățime totală la=2445 mm, înălțime totală ha=2810 mm, ampatamentul L=4650 mm, distanța între axe A=1300 mm, consola față C1=1440 mm, consola spate C2=1790 mm. Cutia de viteze este una de tip ALLISON 3500 SERIES automată cu 6+1 trepte. Motorul disponibil este ISUZU 6HK1-TCS cu 6 cilindri în linie, capacitatea litrica fiind de 9,8 l. Puterea maximă care poate fi dezvoltată este de 296 CP (221 KW) la o turație de 2400 rpm iar momentul maxim ce poate fi dezvoltat este de 981 Nm la o turație de 1450 rpm. Greutatea maximă admisă a acestui autocamion este de Ga=24000 kg având o greutate proprie de doar G0=6870 kg, astfel greutatea utila Gu=17130 kg. Autocamionul este dotat cu doi acumulatori de 130 Ah, alternator 90 Ah, iar demarorul 24V/4,5 kW. Viteza maximă este 111 km/h.[3]

Al patrulea model similar este IVECO TRAKKER AD-N260T33 ce are următoarele caracteristici: : lungime totală La=7883 mm, lățime totală la=2550 mm, înălțime totală ha=3112 mm, ampatamentul L=3500 mm, distanța între axe A=1380 mm, consola față C1=1440 mm, consola spate C2=1495 mm. Autocamionul este dotat cu o cutie de viteze de ZF-9S1310 TO manulă cu 9+2 trepte ce face ca autovehiculul să poată atinge o viteza maximă de 103km/h. Iveco ofera un motor CURSOR 8 cu 6 cilindri în linie și 24 de supape,a cărui capacitate cilindrica este de 7790 cm3 și care dezvoltă o putere de 330 CP (243 KW) la o turație între 1660 și 2400 rpm, și un cuplu maxim de 1400 Nm la o turație de 1080-1660 rpm.Din punct de vedere al caracteristicilor masice, greutatea maximă admisă a acestui autocamion este de Ga=26000 kg la o greutate proprie G0=8380 kg (1) , astfel greutatea utila Gu=17620 kg.Capacitatea rezervorului 1

Include masa șoferului, plinurile de lichide,ulei și combustibil

5

de combustibil este de 300 l, iar cea a rezervorului de AdBlue este de 55 l. În ce priveşte sistemul electric Iveco Trakker funcţionează la o tensiune nominală de 24 V având în componenţă un alternator de 28 V şi 90 A, electromotorul la tensiunea de 24V şi puterea de 5 KW precum şi două baterii de acumulatoare caracterizate de tensiunea de lucru de 12 V şi capacitatea de 170 Ah.Viteza maximă este 103Km/h.[4]

Modelul similar cu numarul 5 este MAN TGX 26.400 ce are urmatoarele caracteristici dimensionale: lungime totală La=8825 mm, lățime totală la=2500 mm, înălțime totală ha=3235mm, ampatamentul L=3900 mm, distanța între axe A=1400 mm, consola față C1=1475 mm, consola spate C2=2050mm. Cutia de viteze este una de tip ZF Direct Drive 16, manuală cu 9 trepte. Motorul pentru acest autocamion este unul D20 cu 6 cilindri în linie, capacitatea litrica fiind de 10,5 L. Puterea maximă care poate fi dezvoltată de motor este de 394 CP (290 KW) la o turație de 1900 rpm iar momentul maxim ce poate fi dezvoltat este de 1900 Nm la o turație de 1400 rpm. Greutatea maximă admisă a acestui autocamion este de Ga=26000kg având o greutate proprie de doar G0=9120 kg, astfel greutatea utila Gu=16880 kg. Autocamionul este dotat cu doi acumulatori de 175 Ah ce alimenteaza instalația la 24V, alternatorul este de 120Ah. Viteza maxima atinsă este limitata electronic la 90 Km/h.[5]

Al șaselea model similar este MITSUBISHI FUSO FV care are următoarele dimensiuni: lungime totală La=7890 mm, lățime totală la=2490 mm, înălțime totală ha=3260mm, ampatamentul L=3890 mm, distanța între axe A=1320 mm, consola față C1=1370 mm, consola spate C2=1310 mm. Din punct de vedere masic acest autocamion are o greutate maxima de Ga=24000kg, o greutate proprie de doar G0=7660 kg, astfel greutatea utila Gu=16340 kg. Privitor la parametrii energetici FV este dotat cu un motor Mitsubishi FUSO 6M70-6AT4 Diesel cu 6 cilindrii în linie, și care are capacitatea cilindrică de 12882 cm3. Acesta dezvoltă o putere de 309 kW la o turație de 2000 rpm și un moment total de 1770 Nm la o turație de 1100rpm. Cutia de viteze este Eaton Fuller RTLO-16918B cu 18 trepte. Viteza maximă ce poate fi atinsă prin 6

limitare este de 100 Km/h. În ceea ce privește instalația electrică, autocamionul este alimentat de două baterii de 150 Ah, alternatorul are o capacitate de 50 Ah, demarorul având puterea de 5,5 kW. Instalația electrică funcționează la 24V.[6]

Modelul similar cu numarul 7 este cel al constructorului francez RENAULT, modelul LANDER 310.26, acesta având următoarele caracteristici dimensionale: lungime totală La=7360mm, lățime totală la=2500 mm, înălțime totală ha=2985mm, ampatamentul L=3195 mm, distanța între axe A=1375 mm, consola față C1=1420 mm, consola spate C2=1370mm. În ceea ce privește masele autocamionul are o greutate maximă autorizată de Ga=24000kg, o greutate proprie de doar G0=7814 kg, astfel greutatea utila Gu=16186 kg. Renault echipează acest model cu un motor DXi 7 cu 6 cilindri în linie și o capacitate cilindrică de 7,1 L, ce dezvoltă o putere de 198 kW(270 Cp) la turatie între 2000 și 2300 rpm și un cuplu maxim de 1010 Nm la o plajă de turații cuprinse între 1200 și 1700 rpm. În ceea ce privește cutia de viteze autocamionul poate fi echipat cu cutie mecanică ZF Ecosplit cu 16 trepte sau cu una robotizată Optidriver+.Viteza maximă ce poate fi atinsă este limitată la 90 Km/h.[7]

Al optulea model ales este MERCEDES ACTROS 2632K ce are următorele caracteristici dimensionale: lungime totală La=7405 mm, lățime totală la=2487 mm, înălțime totală ha=3554mm, ampatamentul L=3600 mm, distanța între axe A=1350 mm, consola față C1=1440 mm, consola spate C2=1015 mm. Acesta este dotat cu un motor OM501LA, cu 6 cilindri în V și o capacitate cilindrică de 11946 cm3, care dezvoltă o putere de 235 kW la o turație de 1800 rpm și un cuplu de 1650 Nm la o turație 1080 rpm. Autocamionul este dotat cu două baterii de 165 Ah. Greutatea maximă autorizată este de Ga=26000kg, o greutate proprie de G0=9069 kg, astfel greutatea utila Gu=16931 kg.Cutia de viteze este de tip G210-16/14.2-0.83 cu 16 trepte.[8]

7

Modelul similar cu numărul 9 este SCANIA P380 cu următoarele caracteristici: lungime totală La=8455 mm, lățime totală la=2500 mm, înălțime totală ha=3110 mm, ampatamentul L=4700 mm, distanța între axe A=1350 mm, consola față C1=1455 mm, consola spate C2=1450 mm. Autocamionul are în dotarea standard o cutie de viteze de tip GR900R, manuală cu 8+1 trepte. Motorul este DC12 17 cu 6 cilindri în linie, capacitatea litrica fiind de 11705 cm3. Puterea maximă dezvoltată de motor este de 380 CP (279 KW) la turația de 1900 rpm iar cuplul maxim ce poate fi dezvoltat este de 1900 Nm pe o plajă de turații de la 1100 la 1300 rpm. Greutatea maximă admisă a acestui autocamion este de Ga=25700kg având o greutate proprie de G0=8520 kg, astfel greutatea utila Gu=17180 kg. Autocamionul alilmetat cu două baterii de 140 Ah ce alimenteaza instalația la 24V, alternatorul fiind de 80Ah. Viteza maxima atinsă este limitata electronic la 90 Km/h.[9]

Modelul similar cu numărul 10 este Volvo FH480 ce are următoarele caracteristici dimensionale: lungime totală La=9872 mm, lățime totală la=2474 mm, înălțime totală ha=3219 mm, ampatamentul L=4600 mm, distanța între axe A=1370 mm, consola față C1=1377 mm, consola spate C2=2525 mm. Din punct de vedere al caracteristicilor masice Volvo propune o masă totală Ga=25700 kg, greutate utilă Gu=16529 kg iar greutatea proprie G0=9171 kg. Motorul D13A480 cu 6 cilindri dispuşi în linie a cărui capacitate cilindrică este 12800 cm3 şi care dezvoltă o putere P=353 KW la o plajă de turații cuprinsă între 1400 și 1800 rpm precum şi un cuplu maxim de 2400 Nm pe plajă de turaţii cuprinsă între valorile de 1050 şi 1400 rpm. Cutia de viteze din echiparea acestui autocamion este una automată cu 12 trepte. Echipamentul electric are în componență două baterii de 170 Ah, ce fac ca instalația sa funcționeze la 24V și un alternator de 80Ah.[10] 8

1.2 Analiza particularităţilor constructive ale modelelor similare alese Modelele similare au fost alese în așa fel încât să respecte cerințele impuse pentru proiectarea autocamionului, respectiv: toate modelele au formula roților 6x4 și sunt dotate cu suprastructura deschisă, exista posibilitatea alegerii opțiunii cabinei cu 2 locuri și pentru modele care nu au în dotare standard, toate sunt echipate cu motor Diesel. 1.2.1 Analiza parametrilor dimensionali Parametrii dimensionali pot fi grupați în trei categorii: parametrii de gabarit, de organizare și de trecere. Tabelul 1.1 Parametrii dimensionali ai modelelor similare de autocamion alese Model autocamion

Lungime totală [mm]

Lățime totală [mm]

Înălțime totală [mm]

Ampatament [mm]

Distanta între axe [mm]

Consolă față [mm]

Consolă spate [mm]

BMC Professional 938

7715

2500

3050

3900

1350

1535

930

Daf FAT CF75

10680

2450

2910

4850

1400

1380

3750

Isuzu FVY 1400

9180

2445

2810

4650

1300

1440

1790

4.

Iveco Trakker

7883

2550

3112

3500

1380

1440

1495

5.

MAN TGX

8825

2500

3235

3900

1400

1475

2050

Mitsubishi Fuso FV

7890

2490

3260

3890

1320

1370

1310

Renault Lander

7360

2500

2985

3195

1375

1420

1370

Mercedes Actros 2632K

7405

2487

3554

3600

1350

1440

1015

9.

Scania P380

8455

2500

3110

4700

1350

1455

1450

10.

Volvo FH480

9872

2474

3219

4600

1370

1377

2525

Nr. Crt

1. 2. 3.

6. 7. 8.

9

Fig 1.1 Variația lungimii totale a modelelor similare

Fig 1.2 Variația lățimii totale a modelelor similare

10

Fig 1.3 Variația înălțimii totale a modelelor similare

Fig 1.4 Variația ampatamentului pentru modele similare alese

După cum se poate observa în figura 1.1, lungimea totală a modelelor similare alese variază între 7360 mm pentru Renault Lander și 10680 mm pentru modelul Daf CF 75, astfel 11

încat aproximativ jumatate din modele au o lungime peste 8000 mm. În ceea ce privește variația lățimii (figura 1.2), aceasta este în majoritatea cazurilor în jurul valorii medii de 2500 mm. Înălțimea autocamionelor similare alese (figura 1.3) variază între 2700 și 3554. Atăt ampatamentul (figura 1.4) cât și consolele pun în evidență capacitate de trecere a autovehiculului. Și în acest caz Renaul Lander se evidențiază printr-un ampatament de 3195 mm. Consola față pentru modelele alese variază între 1270 mm și 1505 mm pentru BMC 628, în timp ce consola spate variază între 1015 mm la Mercedes Actros și 3250 mm la Daf CF75. 1.2.2 Analiza parametrilor masici În categoria parametrilor masici se vor pune în evidență: masa maximă autorizată a autocamionului, masa utila, masa proprie, precum și repartiția greutăților pe punți. Tabelul 1.2 Parametrii masici ai modelelor similare de autocamion alese Repartiția Masa Masa Masa Model pe puntea Nr. totală utilă proprie autocamion Crt față [kg] [kg] [kg] [%] BMC 1. Professional 26000 16600 9400 30,77 938

2.

Repartiția pe puntea spate [%]

Capacitate rezervor [dm3]

Coeficientul sarcinii utile [-]

69,23

230

0,281

Daf FAT CF75

26000

17395

8605

27,31

72,69

300

0,312

Isuzu FVY 1400

24000

17130

6870

26,72

73,28

2x200

0,261

4.

Iveco Trakker

26000

17175

8380

27,59

72,41

300

0,322

5.

MAN TGX

26000

16880

9120

28,57

71,43

400

0,350

Mitsubishi Fuso FV

24000

16340

7660

25,77

74,23

400

0,319

Renault Lander

24000

16186

7814

29,63

70,37

350

0,325

Mercedes Actros 2632K

26000

16931

9069

27,20

72,80

300

0,348

9.

Scania P380

25700

17180

8520

29,96

70,04

2x350

0,331

10.

Volvo FH480

25700

16529

9171

29,96

70,04

540

0,356

3.

6. 7. 8.

12

Fig 1.5 Variația masei totale pentru modele similare alese

Fig 1.6 Variația masei utile pentru modele similare alese

13

Fig 1.7 Variația masei utile pentru modele similare alese

Fig 1.8 Variația coeficientului sarcinii utile pentru modele similare alese

14

Fig 1.9 Variația capacității rezervorului pentru modele similare alese

După cum se poate observa în figura 1.5 masa totală a autovehiculului este în principal 26000 Kg, excepție făcând Isuzu, Mitsubishi și Renault care propun o masă totală de 24000 kg. Masa utilă (figura 1.6) nu variază foarte mult,aceasta fiind situată în jurul valorii de 17000 kg. Variația masei proprii (figura 1.8) nu este una foarte mare, cel mai usor autocamion fiind Isuzu FVY, în timp ce, cel mai greu autocamion este adus pe piață de către BMC. Capacitățiile rezorvorului pentru combustibil variază pe o plajă foarte largă, de la 230 kg la BMC 938, până la varianta cu 2 rezervoare de 350 kg, variantă propusă de Scania.

15

1.2.3 Analiza parametrilor energetici Pentru studierea parametrilor energetici ai modelelor similare de autocamioane se vor studia urmatorii parametrii: tipul motorului, numărul de cilindrii și așezarea, capacitatea cilindrică, puterea maximă dezvoltată de motor, turația la care se atinge puterea maximă precum și cuplul maxim pe care îl poate dezvolta motorul împreuna cu turația la care este dezvoltat. Tabelul 1.3 Parametrii de performanță ale motoarelor modelelor similare alese Turația de Număr de Capacitate Puterea Model putere Nr. Tip cilindrii și cilindrica maximă autocamion Crt maximă așezare [cm3] [kW] [min-1] BMC 1. Professional MAC 6 în linie 8900 280 2100 938

2.

Momentul maxim [Nm]

Turația de moment maxim [min-1]

1700

1300-1400

Daf FAT CF75

MAC

6 în linie

9200

228

2200

1275

1100-1700

Isuzu FVY 1400

MAC

6 în linie

9800

221

2400

981

1450

4.

Iveco Trakker

MAC

6 în linie

7790

243

1660-2400

1400

1080-1660

5.

MAN TGX

MAC

6 în linie

10500

290

1900

1900

1400

Mitsubishi Fuso FV

MAC

6 în linie

12882

309

2000

1770

1100

Renault Lander

MAC

6 în linie

7100

198

2000-2300

1010

1200-1700

Mercedes Actros 2632K

MAC

6 în V

11946

235

1800

1650

1080

9.

Scania P380

MAC

6 în linie

11705

279

1900

1900

1100-1300

10.

Volvo FH480

MAC

6 în linie

12800

353

1400-1800

2400

1050-1400

3.

6. 7. 8.

Fig 1.9 Variația capacității cilindrice pentru modele similare alese

16

Fig 1.10 Variația puterii maxime pentru modele similare alese

Fig 1.11 Variația momentului maxim pentru modele similare alese

Toate modelele similare de autocamioane sunt echipate cu motor Diesel cu 6 cilindrii în linie excepție facând Mercedes care propune un motor cu 6 cilindri dispuși în V. 17

Tabelul 1.4 Descrierea schimbătoarelor de viteze, pneurilor și suspensiilor din dotarea standard a modelelor similare alese Nr. Model autocamion Tip și nr de trepte, schimbător Punte Pneuri Suspensie față crt. de viteze motoare BMC Professional EATON FSO- 10309 Arcuri foi, amortizoare, bara 1 Punte spate 315/80R22,5 938 M 10 stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara 2 Daf FAT CF75 STANDARD M 9 Punte spate 295/80R22,5 stabilizatoare Perne aer, amortizoare, bara 3 Isuzu FVY 1400 ALLISON 3500 SERIES A7 Punte spate 315/80 x 22.5 stabilizatoare ZF-9S1310 TO Arcuri foi, amortizoare, bara 4 Iveco Trakker Punte spate 315/80 x 22.5 M 11 stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara 5 MAN TGX ZF Direct Drive 16 M 9 Punte spate 315/80R 22.5 stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara 6 Mitsubishi Fuso FV Eaton Fuller RTLO M 18 Punte spate 295/80R22.5 stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara 7 Renault Lander ZF Ecosplit M16 Punte spate 315/65R22.5 stabilizatoare Mercedes Actros Arcuri foi, amortizoare, bara 8 G210-16/14.2-0.83 M16 Punte spate 315/80R22.5 2632K stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara 9 Scania P380 GR900R M 9 Punte spate 315/80 x 22.5 stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara 10 Volvo FH480 Automata 12 Punte spate 315/80R22.5 stabilizatoare

18

Suspensie spate Arcuri foi, amortizoare, bara stabilizatoare Arcuri foi, optional doua perne cu aer Arcuri foi, amortizoare, bara stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara stabilizatoare Arcuri foi, amortizoare, bara stabilizatoare Perne aer, amortizoare, bara stabilizatoare

Viteza maximă [km/h] 106,2 Limitată 85 111 103 118 Limitată 100 Limitată 90 112 Limitată100 108

1.3 Stabilirea tipului de automobil ce se va proiecta Autocamionul ce se va proiecta va avea caracteristicile modelelor similare, particularitațile acestuia urmând a fi stabilite în capitolele ce urmează. Principalele caracteristici ale autocamionului sunt prezentate în tabelul 1.5 . Tabelul 1.4 Principalele caracteristici ale autocamionului priectat

Lungime automobil [mm] 7360-10680 Lățime automobil [mm] 2445-2550 Inălțime automobil [mm] 2810-3554 Ampatament [mm] 3195-48550 Distanță între axe [mm] 1300-1400 Consolă față [mm] 1370-1535 Consolă spate [mm] 930-3750 Masa totală [kg] 24000-26000 Masa utilă [kg] 16186-17395 Masa proprie [kg] 6870-9400 3 Capacitate rezervor [dm ] 230-700 Tip motor MAC Număr de cilindri 6 linie / V 3 Capacitate cilindrică [cm ] 7100-12882 Putere maximă [kW] 198-353 Moment maxim [Nm] 981-2400 Limitator de viteză [km/h] 90

1.4 Observații și concluzii După cum se poate observa toate cele 10 modele similare analizate au motorul amplasat puțin în spatele punții față ceea ce face ca acestea sa aibă un post de conducere avansat;ca urmare si autocamionul proiectat va fi unul cu post de conducere avansat. Formula roților autocamionului va fi 6x4. În ceea ce priveste motorizarea toate autocamioanele au motor MAC, nouă dintre acestea având 6 cilindrii în linie, Mercedes Actors fiind echipat cu motor cu dispunerea cilindrilor în V. Structura șasiului va fi una deschisă.Autocamionul va fi echipat cu limitator electronic ce va limita viteza maximă la 90 km/h. Masa utilă maximă constructivă a autocamionului va fi mai mică de 20 000 kg. Prin acestea toate condițiile impuse prin tema de proiect sunt îndeplinite

19

1.5 Bibliografie [1] http://www.bmc.com.tr/images2/img/347/File/DATASHEETBMC%20PRO%20938%20EDB%20(6x4)-Tipper%20Truck-(E5).pdf [2] http://www.paccar.com/paccint/daf/daf_brochure_cf.pdf [3] http://www.brisbaneisuzu.com.au/pages/docs/newtrucks/FVZ%20FVY%201400. pdf?phpMyAdmin=0ffb656d1b70ab0099c1aca877b8efd7&phpMyAdmin=MAnSP7qr99do BQhWl27RhwZ0O%2C8 [4] http://ebookbrowse.com/gdoc.php?id=347133794&url=50c8774fa4c9581eca941 091412c99ce [5] http://www.man-bodybuilder.co.uk/specs/pdf/tgx/TGX%206x4%20Rigid.pdf [6] http://www.truckworld.com.au/New-Trucks/MITSUBISHI-FUSO/HEAVY-DUTYFV54JL-6x4/Specification.aspx [7] http://www2.renaulttrucks.com/J47PAYS/web/ImageServlet?imageCode=1818& amp;codeSite= J46LOCALWEB&etat=1 [8] http://www.google.ro/url?sa=t&rct=j&q=&esrc=s&source=web&cd=4&ved=0CF gQFjAD&url=http%3A%2F%2Fwww.mercedesbenz.co.za%2Fcontent%2Fmedia_library%2Fsouth_africa%2Fmpc%2Ftrucks%2Fdownload s%2Factros_-_specifications.object-Single-MEDIA.download.tmp%2FACTROS%2520%2520Specifications.pdf&ei=WYMKUPvrJeao4gT7m9jxCg&usg=AFQjCNElXumnXA6C SVROLaP3SdRFpLsJPQ [9] http://www.scania.co.za/Images/P360%20CB%206x4%20Tipper [1]_tcm103296902.pdf [10] http://www.volvotrucks.com/SiteCollectionDocuments/VTC/southafrica/News%20and%20media/Start/FH_480_6X4_RIGID_HUB_REDUCTION.PDF

20

Capitolul 2. Determinarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai automobilului, precum și a subansamblelor acestuia 2.1 Predeterminarea parametrilor dimensionali În scopul determinării valorilor dimensiunii autocamionului se va apela la metoda intervalului de încredere, respectiv relația Sturges [1]. a) Calculul distribuției lungimii totale a modelelor similare: (2.1)

Rezultă numărul de subintervalelor de observare: (2.2)

Tabel 2.1 Valorile lungimii totale modelelor similare alese

Lungime [mm] 7715 10680 9180 7883 8825 7890 7360 7405 8455 9872 Tabel 2.2 Valorile de maxim, minim, pas, număr subintervale pentru lungimea totală modelelor similare alese

Denumire Minim Maxim Pas Număr subintervale Valoare [mm] 7360 10680 722,39 4,84 Valoare aleasă [mm] 7300 10740 710 5

Figura 2.1 Distribuția lungimilor totale ale modelelor similare

21

După modelul precedent se vor calcula și trasa histogramele pentru lățime totală, înălțime totală, consola față. b) Calculul distribuției lățimii totale a modelelor similare: (2.3)

Rezultă numărul de subintervalelor de observare: (2.4)

Tabel 2.3 Valorile lățimii modelelor similare alese

Lățime [mm] 2500 2450 2445 2550 2500 2490 2500 2487 2500 2474 Tabel 2.4 Valorile de maxim, minim, pas, număr subintervale pentru lățimea modelelor similare alese

Denumire Minim Maxim Pas Număr subintervale Valoare [mm] 2445 2550 22,85 5 Valoare aleasă [mm] 2440 2555 23 5

Figura 2.2 Distribuția lățimii totale a modelelor similare

22

c) Calculul distribuției înățimii totale a modelelor similare: (2.5)

Rezultă numărul de subintervalelor de observare: (2.6)

Tabel 2.5 Valorile înălțimii modelelor similare alese

Înălțime [mm] 3050 2910 2810 3112 3235 3260 2985 3554 3110 3219 Tabel 2.6 Valorile de maxim, minim, pas, număr subintervale pentru înălțimea modelelor similare alese

Denumire Minim Maxim Pas Număr subintervale Valoare [mm] 2810 3554 161,89 4,72 Valoare aleasă [mm] 2800 3564 162 5

Figura 2.3 Distribuția înălțimii modelelor similare

23

d) Calculul distribuției ampatamentului modelelor similare: (2.7)

Rezultă numărul de subintervalelor de observare: (2.8)

Tabel 2.7 Valorile ampatamentului modelelor similare alese

Ampatament [mm]

3900 4850 4650 3500 3900 3890 3195 3600 4700 4600

Tabel 2.8 Valorile de maxim, minim, pas, număr subintervale pentru ampatamentul modelelor similare alese

Denumire Minim Maxim Pas Număr subintervale Valoare [mm] 3195 4850 360,1 4,62 Valoare aleasă [mm] 3190 4855 360 5

Figura 2.4 Distribuția ampatamentului modelelor similare

24

e) Calculul distribuției distanței dintre axe a modelelor similare: (2.7)

Rezultă numărul de subintervalelor de observare: (2.8)

Tabel 2.9 Valorile ampatamentului modelelor similare alese

Distanța dintre axe [mm]

1350 1400 1300 1380 1400 1320 1375 1350 1350 1370

Tabel 2.10 Valorile de maxim, minim, pas, număr subintervale pentru ampatamentul modelelor similare alese

Denumire Minim Maxim Pas Număr subintervale Valoare [mm] 1300 1400 21,76 5 Valoare aleasă [mm] 1295 1405 22 5

Figura 2.5 Distribuția distanței dintre axe a modelelor similare

25

f) Calculul distribuției consolei față a modelelor similare: (2.9)

Rezultă numărul de subintervalelor de observare: (2.10)

Tabel 2.11 Valorile consolei față a modelelor similare alese

Consolă față [mm]

1535 1380 1440 1440 1475 1370 1420 1440 1455 1377

Tabel 2.12 Valorile de maxim, minim, pas, număr subintervale pentru consola față a modelelor similare alese

Denumire Minim Maxim Pas Număr subintervale Valoare [mm] 1370 1535 35,9 5 Valoare aleasă [mm] 1365 1540 35 5

Figura 2.6 Distribuția consolei faţă modelelor similare

26

Pentru determinarea consolei spate se va utiliza relația: La=C1+L+A+C2 (2.11) De unde rezultă, valoarea dimensiunii consolei spate fiind de 1230 mm. În urma predeterminării dimesiunilor caracteristice ale autovehiculului s-au ales următoarele valori, prezentate în tabelul 2.13: Tabel 2.13 Alegerea valorilor dimensiunilor caracteristice ale autocamionului Valoare aleasă Nr. Crt Parametru dimensional [mm] 1 Lungime totală (La) 7950 2 Lățime totală (la) 2500 3 Înălțime totală (Ha) 3120 4 Ampatament (L) 3900 5 Distanța dintre axe (A) 1370 5 Consolă față (C1) 1450 6 Consolă spate (C2) 1230

2.2 Predeterminarea parametrilor masici În vederea predeterminării principalilor parametrici masici se va apela, ca și mai sus la metoda intervalului de încredere. a)

Calculul distribuției masei totale a modelelor similare: (2.12)

Rezultă numărul de subintervalelor de observare: (2.13)

Tabel 2.14 Valorile masei totale a modelelor similare alese

Masa totală 26000 26000 24000 26000 26000 24000 24000 26000 25700 [kg]

25700

Tabel 2.15 Valorile de maxim, minim, pas, număr subintervale pentru masa totală a modelelor similare alese

Denumire Minim Maxim Pas Număr subintervale Valoare [mm] 24000 26000 453,18 4,89 Valoare aleasă [mm] 23900 26100 450 5

27

Figura 2.7 Distribuția masei totale a modelelor similare

b) Calculul distribuției masei utile a modelelor similare:

(2.14)

Rezultă numărul de subintervalelor de observare: (2.15)

Tabel 2.16 Valorile masei utile a modelelor similare alese

Masa utilă 16600 17395 17130 17175 16880 16340 16186 16931 17180 [kg]

16529

Tabel 2.17 Valorile de maxim, minim, pas, număr subintervale pentru masa utilă a modelelor similare alese

Denumire Minim Maxim Pas Număr subintervale Valoare [mm] 16186 17395 263,06 4,88 Valoare aleasă [mm] 16181 17400 250 5

28

Figura 2.8 Distribuția masei totale a modelelor similare

Pentru determinarea masei proprii se va utiliza relația: Ga=Gu+G0 De unde rezultă, valoarea masei proprii fiind de 8850 Kg.

(2.16)

În urma predeterminării maselor caracteristice ale autovehiculului s-au ales următoarele valori, prezentate în tabelul 2.16: Tabel 2.18 Alegerea valorilor dimensiunilor caracteristice ale autocamionului Valoare aleasă Nr. Crt Parametru masic [Kg] 1 Greutatea totală (Ga) 26000 2 Greutatea utilă (Gu) 17150 3 Greutatea proprie (G0) 8850

2.3 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai principalelor subansambluri ce compun autovehiculul Principalii parametrii dimensionali exteriori ai subansablurilor autovehiculului de proiectat se stabilesc orientativ prin masurări directe pe un model similar și prin utilizarea de date de la modelele similare. Astfel, în tabelul 2.17 sunt centralizate datele cu privire la aceste dimensiuni.

29

Tabel 2.19 Parametrii dimensionali ai subansablurilor autocamionului 2

Nr. Subansamblu Crt 1 Radiator

Forma geometrică

Dimensiuni[mm] 100x778

2

Șasiu

7549x200

3

Motor

718x806

4

Ambreaj

115x654

5

Schimbător viteze

483x504

6

Suspensie față

1150x389

7

Rezervor

1435x583

8

Transmisie cardanică

4962x72

9

Suspensie spate

2165x394

10

Sistem remorcare Scaun

280x130

11

2

655x731

Reprezentarea figurilor nu este la scara

30

12

Cabină

1882x2687

13

Sistem frânare

Ø 528

14

Punte față

336x252

15

Roată

Ø 923

16

Interaxial

378x336

17

Diferențial

568x414

Masa proprie a autocamionului repartizatã pe subansamble este reprezentatã în tabelul 2.18, acestea fiind alese în funcție de masele subansamblelor modelelor similare Tabel 2.20 Parametrii masici ai subansablurilor autocamionului

Nr. Crt 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17

Subansamblu Radiator Șasiu Motor Ambreaj Schimbător viteze Suspensie față Rezervor Transmisie cardanică Suspensie spate Sistem remorcare Scaun Cabină Sistem frânare Punte față Roată Interaxial Diferențial

31

Masa [kg] 9 610 745 55 200 142 53 57 213 29 27 433 84 397 134 19 23

2.4 Observații și concluzii În acest subcapitol s-au predeterminat valorile parametrilor dimensionali și masici ai autocamionului dat prin tema de proiect precum și parametrii dimensionali și masici ai principalelor subansambluri ale autovehiculului. Pentru aflarea marimii intervalului de încredere s-a folosit relația Sturges. 2.5 Bibliografie [1] Andreescu, C., Curs Fiabilitatea Autovehiculelor, București, 2012

Capitolul 3. Predimensionarea formei și a dimensiunilor spațiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere 3.1 Spațiul și organizarea postului de conducere. Manechinul bidimensional Pentru predimensionarea postului de conducere trebuie avut în vedere asigurarea unei cât mai bune mobilități fizice și o poziție cat mai relaxată a conducatorului.Toate comenzile necesare conducatărului pentru a menține siguranța si stabilitatea autovehiculului trebuie să fie cât mai la îndemâna conducatorului, acestea sa poată fi acționate cu ușurință, cu un volum minim de efort, în același timp o vizibilitate cât mai bună. În această privință în țara noastra au fost reglementate următoarele standarde: STAS R 10666/1-76 – Dimensiunile postului de conducere şi amplasarea organelor de comandă la autocamioane, autobuze şi troleibuze – Condiţii ergonomice; STAS R 10666/2-76 – Determinarea elementelor postului de conducere şi a locului pentru pasageri la autocamioane, autobuze şi troleibuze – Manechin tridimensional; STAS R 10666/3-76 – Determinarea elementelor postului de conducere şi a locului pentru pasageri, la autocamioane autobuze şi troleibuze – Manechin bidimensional (plan). D

Punctul R

Wx

Wz

γ

Hz

Hx Punctul călcâiului

Fig. 3.1 Schema privind dimensiunile postului de conducere conform STAS R 10666/1-76

32

Tabelul 3.1. Valori pentru dimensiunile postului de conducere

Nr. Crt. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7.

Dimensiunea Unghiul de înclinare spre înapoi, β [°] Distanţa verticalã de la punctul R la punctul cãlcâiului, Hz [mm] Cursa orizontalã a punctului R [mm] Diametrul volanului D [mm] Unghiul de înclinare a volanului α [°] Distanţa orizontalã între centrul volanului şi punctul cãlcâiului ,Wz [mm] Distanţa verticală între centrul volanului şi centrul cãlcâiului, Wz [mm]

Limite de variaţie 9..33 130..520 min. 130 330...600 10...70

Valori adoptate 20 350 97,5 450 35

660...152

250

530...838

650

Pentru stabilirea acestor dimensiuni se constituie manechine bidimensionale şi tridimensionale care se amplasează pe locurile ce urmează a fi ocupate de către pasageri, un manechin definind o anumită grupă de reprezentativitate (10%, 50%, 90%). De pildă, utilizarea unui manechin 50% înseamnă cã 50% din populaţie prezintă dimensiuni mai mici sau egale cu ale acestui manechin. Tabelul 3.2. Grupele de staturi reprezentative

Grupa

10%

50%

90%

A

390

417

444

B

408

432

456

Distanţa de la axa de simetrie a scaunului conducãtorului pânã la axa pedalei de frânã se deplaseazã cu 100 [mm], pentru un rãspuns mai rapid din partea conducãtorului în cazul unor evenimente care necesitã un timp de acţiune foarte scurt. Se presupune cã, coapsa conducãtorului este paralelã cu drumul. Dimensiunile au fost calculate pentru un manechin cu un grad de reprezentativitate de 90%. Tabelul 3.3. Valorile pentru distanţele de amplasare a organelor de comandã

Nr. Crt. 1. 2. 3. 4. 5.

Dimensiunea Deplasarea axei volanului faţã de axa longitudinalã de simetrie a scaunului, max. Distanţa dintre axa pedalei de frâna şi axa pedalei de ambreiaj, min. Distanţa dintre axa pedalei de frana si axa pedalei de acceleraţie, min. Distanţa de la axa pedalei de ambreiaj pâna la peretele lateral al cabinei, min. Distanţa de la axa pedalei de acceleraţie pânã la peretele din partea dreapta cel mai apropiat, min. 33

Limite de variaţie

Valori adoptate

+/-30

+/-20

150

200

110

130

110

150

80

100

6. 7.

Distanţa de la marginea din dreapta a pedalei de acceleraţie pâna la acelaşi perete, min. Distanţa de la axa de simetrie a scaunului conducãtorului pânã la axa pedalei de frânã

30

70

50...150

80

Manechinul plan este utilizat pentru: a) Alegerea locului pentru amplasarea conducătorului și a pasagerului și pentru stabilirea poziției lor pe scaune pentru toate stadiile de proiectare a autocamionului; b) Determinarea spațiului interior al cabinei și a poziției pasagerului în vederea comparării datelor și a raportării la modele similare;

Fig 3.2 Schema manechinului bidimensional 90%, scara 1:10

34

Fig. 3.3. Schiţa postului de conducere, scara 1:10

35

Fig. 2.5. Dimensionarea cabinei autocamionului, scara 1:20

Fig. 2.6. Dimensionarea spațiului util al autocamionului, scara 1:50

36

3.2 Observații și concluzii Pentru predimensionarea postului de conducere s-a avut în vedere asigurarea unei cât mai bune mobilități fizice și o poziție cat mai relaxată a conducatorului.Toate comenzile trebuie să fie cât mai la îndemâna conducatorului. S-a apelat la următoarele standarde: STAS R 10666/176; STAS R 10666/2-76; STAS R 10666/3-76. Organizarea si dimensiunile postului de conducere se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional. 3.3 Bibliografie [1] DASCALESCU , D., Dinamica automobilelor rutiere, Editura Politehnium, Iași, 2005 [2] Stoicescu, P., Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale autovehiculelor, Editura Tehnica, București, 2007

37

Capitolul 5. Determinarea centrului de masă și a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere 5.1 Determinarea poziției centrului de masă atât la sarcină utilă nulă, cât și la sarcină utilă constructivă maximă În vederea deeterminării poziției centrului de masă al autovehiculului se va folosi discretizarea subansamblelor prezentate în capitolul 2, figura 2.17 pe care vor fi marcate centrele de masă ale subansamblelor. De asemenea se vor avea în vedere masele subansamlurilor prezentate în același capitol, figura 2.18.În tabelul 5.1 sunt prezentate date ce privesc poziționarea centrelor de greutate pentru principalele subansambluri.[1] Pentru calculul centrelor de masă s-au folosit următoarele relații [1]: xj mj XG  (5.1) mj

ZG 

z  m m j

j

(5.2)

j

unde: - XG reprezintă coordonata pe axa OX a centrului de masă a autovehicului; - ZG reprezintă coordonata pe axa OZ a centrului de masă a autovehicului; - xj reprezintă coordonata pe axa OX a centrului de masă a subansamblului; - zj reprezintă coordonata pe axa OZ a centrului de masă a subansamblului; - mj reprezintă masa subansamblului; [2] Tabel 5.1 Discretizarea elementelor componente ale caroseriei

Nr. Crt 1 2 3 4 5 6 7 8 TOTAL

Denumire subansamblu Masa [kg] Participatie [%] Parte vitrata 123 9,88 Capota 46 3,69 Podea 196 15,74 Stalp median cabină 53 4,26 Stalp posterior cabină 87 6,99 Plafon 120 9,64 Stalp frontal benă 135 10,84 Benă 485 38,96 1245 1,00

38

Tabel 5.2 Determinarea centrului de greutate al caroseriei

Nr. Crt

Denumire subansamblu

Masa [kg]

1 2 3 4 5 6 7 8 9 TOTAL

Parte vitrata Capota Podea Stalp median cabină Stalp posterior cabină Plafon Stalp frontal benă Benă Usi Gcar

123 46 196 53 87 120 135 485 85 1245

Poziția subansamblului X Z 274,74 2563,05 148,71 1324,45 1226,62 574,5 1537,43 1794,04 1875,67 1795,58 1122,62 3100,19 2399,86 1996,61 5224,17 1577,82 854,22 1354,84 2825,81 1724,41

m x

m z

33793,02 6840,66 240417,52 81483,79 163183,29 134714,4 323981,1 2533722,45 72608,7 3518136,23

315255,15 60924,7 112602 95084,12 156215,46 372022,8 269542,35 765242,7 115161,4 2146889,28

Fig. 5.1 Discretizarea caroseriei, scara 1:50 Tabel 5.3 Discretizarea elementelor componente ale autocamionului la sarcină utilă nulă

Nr. Crt 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Denumire subansamblu Masa [kg] Participatie [%] Radiator 9 0,10 Șasiu 1168 13,20 Motor 934 10,55 Ambreaj 58 0,66 Schimbător viteze 354 4,00 Suspensie față 287 3,24 Rezervor 75 0,85 Transmisie cardanică 105 1,19 Suspensie spate 654 7,39 Sistem remorcare 29 0,33 Scaun 54 0,61 Caroserie 1245 14,07 Sistem frânare 156 1,76 39

14 15 16 17 18 19 Total

Punte față Punte spate Roată Interaxial Diferențial Sisteme auxiliare -

196 1288 1656 27 33 522 8850

2,21 14,55 18,71 0,31 0,37 5,90 100

Tabel 5.4 Determinarea centrului de greutate al autocamionului la sarcină utilă nulă

Nr. Crt 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 Total

Subansamblu Radiator Șasiu Motor Ambreaj Schimbător viteze Suspensie față Rezervor Transmisie cardanică Suspensie spate Sistem remorcare Scaun Caroserie Sistem frânare Punte față Punte spate Roată Interaxial Diferențial Sisteme auxiliare G0

mj [kg] 9 1168 934 58 354 287 75 105 654 29 54 1245 156 196 1288 1656 27 33 522 8850

xj [mm] 132,95 3939,74 621,31 1048,90 1335,04 1479,63 3054,87 3494,50 6356,54 7843,42 1154,55 2825,81 4739,46 1490,47 6387,33 4745,08 5831,24 6942,04 739,27 3682,60

40

zj mj  x j [mm] [Kg  mm] 1289,10 1196,55 777,64 4601616,32 1102,10 580303,54 1121,10 60836,20 1132,99 472604,16 700,46 424653,81 767,76 229115,25 592,91 366922,50 548,04 4157177,16 812,02 227459,18 1780,62 62345,70 1724,41 3518133,45 423,40 739355,76 432,40 292132,12 394,21 8226881,04 442,51 7857852,48 390,31 157443,48 390,31 229087,32 1404,98 385898,94 848,52 32591014,96

mj  z j [Kg  mm] 11601,90 908283,52 1029361,40 65023,80 401078,46 201032,02 57582,00 62255,55 358418,16 23548,58 96153,48 2146890,45 66050,40 84750,40 507742,48 732796,56 10538,37 12880,23 733399,56 7710488,78

Fig. 5.2 Stabilirea centrului de greutate pentru autocamionul la sarcină utilă nulă, scara 1:50 Tabel 5.5 Discretizarea elementelor componente ale autocamionului la sarcină utilă constructivă maximă

Nr. Crt 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Total

Denumire subansamblu Masa [kg] Participatie [%] Radiator 9 0,03 Șasiu 1168 4,49 Motor 934 3,59 Ambreaj 58 0,22 Schimbător viteze 354 1,36 Suspensie față 287 1,10 Rezervor 75 0,29 Transmisie cardanică 105 0,40 Suspensie spate 654 2,52 Sistem remorcare 29 0,11 Scaun 54 0,21 Caroserie 1245 4,79 Sistem frânare 156 0,60 Punte față 196 0,75 Punte spate 1288 4,95 Roată 1656 6,37 Interaxial 27 0,10 Diferențial 33 0,13 Sisteme auxiliare 522 2,01 Încărcătură 17150 65,96 26000 100

41

Tabel 5.4 Determinarea centrului de greutate al autocamionului la sarcină utilă constructivă maximă

Nr. Crt 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Total

Subansamblu Radiator Șasiu Motor Ambreaj Schimbător viteze Suspensie față Rezervor Transmisie cardanică Suspensie spate Sistem remorcare Scaun Caroserie Sistem frânare Punte față Punte spate Roată Interaxial Diferențial Sisteme auxiliare Încărcătură Ga

mj [kg] 9 1168 934 58 354 287 75 105 654 29 54 1245 156 196 1288 1656 27 33 522 17150 26000

xj [mm] 132,95 3939,74 621,31 1048,90 1335,04 1479,63 3054,87 3494,50 6356,54 7843,42 1154,55 2825,81 4739,46 1490,47 6387,33 4745,08 5831,24 6942,04 739,27 5162,47 4658,75

zj mj  x j mj  z j [mm] [Kg  mm] [Kg  mm] 1289,10 1196,55 11601,90 777,64 4601616,32 908283,52 1102,10 580303,54 1029361,40 1121,10 60836,20 65023,80 1132,99 472604,16 401078,46 700,46 424653,81 201032,02 767,76 229115,25 57582,00 592,91 366922,50 62255,55 548,04 4157177,16 358418,16 812,02 227459,18 23548,58 1780,62 62345,70 96153,48 1724,41 3518133,45 2146890,45 423,40 739355,76 66050,40 432,40 292132,12 84750,40 394,21 8226881,04 507742,48 442,51 7857852,48 732796,56 390,31 157443,48 10538,37 390,31 229087,32 12880,23 1404,98 385898,94 733399,56 1667,03 88536360,50 28589564,50 1388,42 121127375,46 36098951,82

Fig. 5.3 Stabilirea centrului de greutate pentru autocamionul la sarcină utilă constructivă maximă, scara 1:50

42

Tabel 5.5 Coordonatele centrului de masă pentru cele două stări de încărcare

Starea de încărcare Σ mj [kg] XCG [mm] YCG [mm] Sarcină utilă nulă 8850 3682,60 848,52 Sarcină utilă constructivă maximă 26000 4658,75 1388,42 5.2 Determinarea încărcărilor la punți

Fig 5.4 Schița de organizare generală, scara 1:50

Din calcul au rezultat următoarele valori: Tabel 5.6 Valori rezultate pentu distanțele de la centrele de greutate până la axe

Distanța față de punți a0 b0 a b [mm] Valoarea rezultată 2232,6 1667,4 3208,75 691,25 [mm] Pentru determinarea încărcărilor la punți se utilizează figura 5.4, considerându-se încărcarea pe punțile spate a fi egala: A b0  a0 2 G ; (5.3) G01  G02  G03  0,5  G 0 A 0 A L L 2 2 A b a 2 G ; G 2  G3  0,5  G G1  (5.4) a A a A L L 2 2 Unde: G01 - încărcarea pe puntea faţă a autovehiculului la sarcină utilă nulă; 43

G02,G03 - încărcarea pe punțile spate a autovehiculului la sarcină utilă nulă; G1 - încărcarea pe puntea faţă a autovehiculului la sarcină utilă constructivă maximă; G2=G3 - încărcarea pe punțile spate a autovehiculului la sarcină utilă constructivă maximă; G - greutatea totală a autovehiculului G0 - greutatea proprie a autovehiculului A - ampatamentul autovehiculului; a0, a - distanţantele de la axa punţii faţă până la centrul de greutate al autovehiculului în situaţiile: sarcină utilă nulă respectiv sarcină utilă constructivă maximă; b0, b - distantanţele de la axa primei punţi spate până la centrul de greutate al autovehiculului în situaţiile: sarcină utilă nulă respectiv sarcină utilă constructivă maximă; [4] G 01  4540,62 daN G 02  G 03  2154,69 daN

G1  7804,25 daN G 2  G 3  9097,87 daN

ξ10=51,3% ξ20=24,35% ξ30=24,35% ξ1=30,02% ξ2=34,99% ξ3=34,99% Tabel 5.6 Încărcările nominale și relative la cele două punți

A ) 2 Z1  A L 2 [daN] G  (b 

Starea de încărcare Sarcină utilă nulă Sarcină utilă constructivă maximă

Z2 

Ga 2  (L 

A ) 2

Z3 

Ga 2  (L 

A ) 2

ξ1 [%]

ξ2 [%]

ξ3 [%]

[daN]

[daN]

4540,62

2154,69

2154,69

51,3

7804,25

9097,87

9097,87

30,02 34,99 34,99

44

24,35 24,35

5.3 Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere și stabilitatea longitudinală, în strânsă legătură cu panta maximă impusă prin proiect Parametrii ce definesc capacitatea de trecere a fost stabiliți odată cu încheierea întocmirii schiței de organizare generala, și aceștia sunt prezentați în tabelul 5.7. Tabel 5.7 Parametrii ce definesc capacitatea de trecerea a autocamionului

Garda la sol hs[mm] 500

Raza longitudinală de trecere(ρl) [mm] 4908

Raza transversală de trecere(ρt) [mm] 921

Unghiul de atac α1[°] 25

Fig 5.5 Dimensiunile caracteristice pentru capacitatea de trecere a autocamionului, în vedere laterală

Fig 5.6 Dimensiunile caracteristice pentru capacitatea de trecere a autocamionului, în vedere frontală

45

Unghiul de degajare α2[°] 46

Stabilitatea autovehiculului reprezintă capacitatea acestuia de a nu aluneca, patina, derapa sau răsturna pe drumuri orizontale, cu înclinare longitudinală sau transversală, curbe etc., atât în timpul deplasării cât și în stare de repaus. a) La urcare Criteriul de stabilitate longitudinal este dat de mărimea reacțiunilor din puntea față (Z1) deoarece răsturnarea se produce în jurul punții din spate. Unghiul rampei maxime αru, la care stabilitatea longitudinală la răsturnare este la limită este dat de următoarea relație [1]: b (5.8) α ru  arctg hg

α ru  arctg

b 1734  arctg  51,48 hg 1380

Dacă răsturnarea autovehiculului nu este precedată de alunecarea longitudinală a acestuia sau patinarea roților, atunci trebuie îndeplinită condiția limită de stabilitate la răsturnare: b tg α ru  (5.9) hg Din condițiile impuse în tema de proiect, panta maximă este de 35%, așadar unghiul p maxim: α p  arctg ( (5.10) ) 100 35 α p  arctg ( )  19,30 100 Deci: b 1734 tg α ru   tg (19,30)   0,350  1,256  autocamionul are stabilitate longitudinală hg 1380 la urcarea pantei. [3] b) La coborâre Criteriul de stabilitate longitudinal este dat de mărimea reacțiunilor din puntea spate (Z2) deoarece răsturnarea se produce în jurul punții din față. În acest caz, unghiul pantei maxime αrc, la care stabilitatea longitudinală la răsturnare este a la limită este dat de următoarea relație: α rc  arctg (5.11) hg

α rc  arctg

a 3166  arctg  66,45 hg 1380

iar condiția de stablilitate la răsturnare, la coborâre, va fi: tg α rc 

tg α rc 

a hg

(5.12)

a 3166  tg (19,30)   0,350  2,29  autocamionul are stabilitate longitudinală la hg 1380

coborârea pantei.[3]

46

5.4 Observații și concluzii Acest capitol cuprinde discretizarea întregului autovehicul în părți componente. Pentru a putea face mai usor discretizarea mai întâi s-a discretizat caroseria, după care a urmat discretizarea subansamblurilor autocamionului. Acest lucru a ajutat la stabilirea poziției centrului de greutate. Datorită poziționării diferite a centrului de greutate al autocamionului atunci când acesta este la sarcină utilă maximă față de situația în care acesta este la sarcină utilă nulă, au urmat calculul poziției centrului de masă pentru fiecare dintre situații. S-a considerat greutatea a fi repartizată în mod egal pe cele două punți motoare spate. Rezultatul calculelor a aratat faptul că, atunci când autocamionul este încărcat, centrul de greutate al acestuia se modifică, acesta fiind mai jos și mai aproapăe de punțiile spate ale autocamionului decât în cazul în care acesta este sub sarcină nulă. Acest fapt este benefic pentru aderentă datorită tractiunii spate a autocamionului. 5.5 Bibliografie: [1] Andreescu, C.,Lucrări laboratori laborator Dinamica Autovehiculelor, București, 2011 [2] Andreescu, C., Curs Dinamica Autovehiculelor, București, 2011 [3] Stoicescu, P., Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale autovehiculelor, Editura Tehnica, București, 2007 [4] Tabacu, S., Tabacu, I., Macarie, T., Neagu, E., Dinamica Autovehiculelor- Îndrumar de proiectare, Editura Universității din Pitești, 2004

47

Capitolul 6. Alegerea anvelopelor și a jantelor 6.1 Stabilirea încărcărilor pe pneuri În vederea alegerii pneurilor este necesară cunoașterea încărcării pe fiecare pneu și viteza maximă a autovehiculului. Încărcăriile pentru roțile aceleeași punți se considera a fi egale. m (6.1) Zp  i ; ni unde: Zp- încărcarea la pneu mi- încărcarea la puntea “i" ni- numărul de pneuri de la puntea “i" Din analiza modelelor similare precum şi dinstandardele utilizate pentru un astfel de autocamion s-a constatat că puntea faţă se echipează cu câte un pneu pentru fiecare parte rezultând un total de două, iar în cazul punţii spate se folosesc roţi jumelate adică patru pneuri pentru a doua punte și a treia punte a autocamionului. 7804,25 Kg Z1   3902,13 2 pneu

Z2 

9097,87 Kg  2274,47 4 pneu

9097,87 Kg  2274,47 4 pneu Pentru anvelopele punții față încărcarea radială este de 4078,81 daN, pentru puntea a doua încărcarea radiala pe pneuri este de 1934,64 daN în timp ce pentru anvelopele punții a treia încărcarea radială este de 2525,85 daN. Z3 

Fig 6.1 Indici de viteză pentru anvelope

48

Fig 6.2 Indici de încărcare pentru anvelope

Se poate observa că pentru capacitatea de încărcare 3902,13 daN corespunde indicele de sarcină 156 în timp ce pentru 2274,47 corespunde 137. Indicele de viteză K ne conferă siguranța rulării cu o viteză maximă de 110 Km/h.

49

6.2 Alegerea pneurilor Pentru alegerea pneurilor ce vor echipa autocamionul se vor avea în vedere dotările, în ceea ce privește pneurile, modelelor similare. Tabel 6.1 Tipul pneurilor din dotarea standard a modelelor similare Nr. Model autocamion crt. 1 BMC Professional 938 2 Daf FAT CF75 3 Isuzu FVY 1400 4 Iveco Trakker 5 MAN TGX 6 Mitsubishi Fuso FV 7 Renault Lander 8 Mercedes Actros 2632K 9 Scania P380 10 Volvo FH480

Tipul pneului 315/80R22,5 295/80R22,5 315/80R22.5 315/80R22.5 315/80R 22.5 295/80R22.5 315/65R22.5 315/80R22.5 315/80R22.5 315/80R22.5

Fig 6.3 Distribuția pneurilor din dotarea standard a modelelor similare

În urma studierii anvelopelor din dotarea standard a modelelor similare s-a optat pentru echiparea autocamionului cu pneuri CONTINENTAL 315/80 R 22,5 HSR 1 156/150 L. Anvelopa aleasă are următoarele caracteristici:

50

Tabel 6.2 Caracteristici ale anvelopei alese [4] Mărime anvelopă Model Cod de Index sarcină funcționare Index viteză Lățime jantă Jantă Distanța dintre centrele jantelor Lățime Valori maxime standard pe Diametru durata utilizării exterior Lățime (+1%) Dimensiuni Valori efective Diametru anvelopă exterior (±1%) Raza statică ±1,5 % Circumferința la ±2% rulare Index sarcină Montare anvelope 4,5 5 5,5 6 Capacitate 6,5 sarcină (kg) per axă la presiunea 7 (bar) 7,5 8 8,5 9

315/80 R 22,5 HSR1 156/150 L L120 9,00 351 318 1096 312 1076 500 3280 156 S 4590 49955 5390 5780 6165 6540 6910 7280 7640 8000

6.3 Observații și concluzii: Anvelopele pentru dotarea autocamionului au fost alese pe baza modelelor similare astfel încât acestea sa îndeplineasca cerințele impuse prin tema.

6.4 Bibliografie: [1] Andreescu, C., Curs Dinamica Autovehiculelor,2011 [2] Andreescu, C.,Lucrări laboratori laborator Dinamica Autovehiculelor,2011 [3] Stoicescu, A., P., Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale autovehiculelor, Editura Tehnica, București, 2007 [4] http://www.conti-online.com/generator/www/ro/ro/continental/transport/general/ tech_info/download/technical_data_book_pdf_ro.pdf

51

Capitolul 7 Stabilirea principalilor parametrii aerodinamici si de rulare ai automobilului 7.1 Determinarea coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor Coeficientul de rezistență la rulare are o influență hotărâtoare asupra puterii necesare a motorului si asupta consumului de combustibil. Coeficientul de rezistenţă la rulare al pneurilor depinde de o serie de factori: constructivi, de drum şi ai regimului de miscare şi încărcare. Se presupune că majoritatea deplasărilor autoturismului se efectuează pe drumuri modernizate cu coeficient redus de rezistenţă la rulare. Pentru calculul coeficientului de rezistenţă la înaintare al pneurilor de autoturism se utilizează următoarea funcție polinomială: f  f 0  f 01  V  f 02  V 2  f 04  V 4

(7.1)

în care: -f0 este coeficientul de rezistență la rulare la viteză mică; -f01, f02 și f04 sunt coeficienții de influență a vitezei asupra coeficientului de rezistență la rulare; [1] Tabel 7.1 Date pentru calculul coeficientului de rezistentă la rulare

52

Pentru întregul automobil:

nr

Rrul   f i  Z i

(7.2)

i 1

nr este numărul de roți; fi – coeficientul de rezistență la rulare al roții i; Zri – reacțiunea normală la roata i (i = 1 … nr). [2] Se calculează pentru roțile față nemotoare un coeficient de rezistență la rulare de: (7.3) f I  0,55  10 2  0,0008  V

Unde:

iar pentru roțiile spate: f II  0,62  10 2  0,002  V (7.4) La acestea se adauga un factor de corecție ce ține seama de starea drumului, care are următoarele valori: - 1,2 pentru beton uzat, drum de cărămidă și drum asfaltat la rece; - 1,5 pentru drum asfaltat la cald - 1,5...2 pentru drum de pământ tare bătătorit - 12 pentru pietriș compact Deci valorile finale pentru coeficienții de rezistență la rulare sunt [3]: (7.5) f I  (0,55  10 2  0,0008  V )  Cd  (55  10 4  0,0008  V )  1,2 f II  (0,62  10 2  0,002  V )  Cd  (62  10 4  0,002  V)  1,2

(7.6)

f  f I  f II  (55  10 4  0,0008  V )  1,2  (62  10 4  0,002  V )  1,2

(7.7)

(7.8) f  140,4  10 4  33,6  10 4  V Valorile coeficientului de rezistentă la rulare la diferite viteze este prezentat în tabelul ce urmează: Tabel 7.2 Valorile coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteză

V[km/h] f[-]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

0,0140 0,0476 0,0812 0,1148 0,1484 0,1820 0,2156 0,2492 0,2828 0,3164

Fig 7.2 Variația coeficientului de rezistență la rulare odată cu creșterea vitezei

53

7.2 Determinarea coeficientului de rezistență al aerului și a ariei transversale maxime În vederea determinării performanțelor de tracțiune și de consum ale autocamionului principalii parametrii aerodinamici care trebuie cunoscuți sunt coeficientul de rezistență cx și aria secțiunii transversale maxime a autocamionului. Coeficientul de rezistență a aerului se stabileste într-o masură progresivă, odată cu faza de proiectare în care se află autovehiculul.[4] Pentru determinarea valorii coeficientului de rezistență a aerului se va apela la următoarea figură [4]:

Fig 7.3 Valori ale coeficientului de rezistență cx pentru diferite tipuri de autocamioane

După cum se poate observa în figura 7.3 valorile uzuale pentru forma constructiva a autocamionului ales este de c x  (0,6 - 1,00) . S-a ales în vederea proiectării un coeficient de rezistență a aerului de cx= 0,9. Pentru calculul rezistenței aerului la înaintarea autocamionului este necesar și calculul ariei secțiunii transversale. Aceasta se va calcula prin metoda planimetrării conturului delimitat din vederea din față a desenului de ansamblu.

54

Fig 7.4 Aria proiecției frontale a autocamionului

Prin planimetrarea conturului delimitat din vederea forntala din desenul de ansamblu s-a obținut o arie de: A=7,081 m2. O altă metodă de calcul a ariei secțiunii transversale este prin calcul matematic: A  C f  ( H a  hb )  l a  N pn  hb  Bu (7.9) unde: Bu este lățimea secțiunii anvelopei hb –înălțimea marginii inferioare a barei de protecție față de cale la –lățimea automobilului Npn –numărul de pneuri (2- roți simple, 4- roți jumelate) Cf- coeficient de formă Pentru autoturisme se adoptă Cf=0,89, iar pentru autocamioane și autobuze Cf=1,0 [3]. A  1  (3120  443,7)  2500  3  443,7  315  7,11 m 2 . 7,11  7,081 Eroarea apăruta este:    100  0,4% 7,11 Tab 7.3 Valori medii ale parametrilor aerodinamici [4]

55

7.3 Determinarea randamentului transmisiei autocamionului Randamentul transmisiei unui autovehicul depinde de o serie de factori dintre care se pot reaminti: -momentul transmis -turația arborelui primar -treapta cuplată a schimbătorului de viteze -temperatura lubrifiantului -nivelul și calitatea lubrifiantului -particularitățiile constructive ale transmisiei Orientativ, când se operează cu randamentul constant, se pot adopta următoarele valori medii pentru randamentul total al transmisiei: -0,92 pentru autoturisme; -0,90 pentru autocamioane 4x2 și autobuze cu transmisie principală simplă; -0,85 pentru autocamioane 4x2 și autobuze cu transmisie principală dublă și pentru automobile 4x4; -0,80 pentru autocamioane cu 3 punți. Pentru calcule aproximative, se pot considera valori constante în funcție de tipul autovehiculului și al transmisiei principale [4]: Tabel 7.4 Randamentul transmisiei pentru autocamioane

ηt Tipul autocamionului 0,90 Priză directă, o singură punte motoare 0,85 Altă treaptă cuplată, o singură punte motoare 0,85 Priză directă cuplată, 0,80 Altă treaptă cuplată, punți motoare în tandem 0,80 O singură punte motoare 0,75 Trepte inferioare ale SV și reductorul auxiliar, punți motoare în tandem Se va alege un raport de transmitere de  t  0,80.

7.4 Observații și concluzii Coeficientul de rezistență la rulare variază direct proporțional cu viteza autovehiculului datorită inexistenței coeficienților de influență a vitezei asupra coeficientului de rezistență la rulare. Datorită faptului că autovehiculul ce trebuie proiectat este autocamion, aria secțiunii transversale este foarte mare fapt ce are ca și consecință cresterea rezistenței aerului. Randamentul transmisiei este unul relativ scăzut datorită celor două punți motoare.

7.5 Bibliografie [1] [2] [3] [4]

Andreescu, C.,Lucrări laboratori laborator Dinamica Autovehiculelor, București, 2011 Andreescu, C., Curs Dinamica Autovehiculelor, București, 2011 Oprean, M., Curs Transmisii pentru Autovehicule, București, 2012 Stoicescu, P., Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale autovehiculelor, Editura Tehnica, București, 2007 56

Capitolul 8 Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare Rezistențele la înaintare ce se vor calcula în acest subcapitol sunt: 1) rezistența la rulare: Rr; 2) rezistența aerului: R a; 3) rezistența la panta: Rp; 4) rezistența la demarare: Rd; 8.1 Determinarea rezistenței la rulare și a puterii corespunzătoare Factorii de care trebuie ținut cont în calculul rezistenței la rulare sunt: neregularitățiile caii de rulare forma neregularitățiilor, înălțimea și dispunerea lor, starea căii de rulare, presiunea aerului din pneu, tipul roții, tipul pneului, etc. Rezistența la rulare se calculează cu următoarea formulă: NTR

NTR

j 1

j 1

Rr   Rrj   f j  Z rj

NTR este numărul total de roți fj este coeficientul de rezistență la rulare la roata j; Zrj este reacțiunea normală din roata j

unde:

NTR

Dar:

(8.1)

Z j 1

rj

 Ga  cos( p )

(8.2)

Ga este greutatea totală a autovehiculului αp este unghiul de înclinare a suprafeței de rulare R r  f  Ga  cos( p ) [daN]

Unde:

Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare este determinată cu formula: R V Prul  rul 360

(8.3)

(8.4)

8.2 Determinarea rezistenței la pantă și a puterii necesare învingerii acesteia Rezistența la urcarea pantei reprezintă de fapt componenta tangențială a greutații autovehiculului. R p  Ga  sin( p ) [daN] (8.5) Convențional s-a ales ca panta la urcarea autovehicului să se numească rampă, iar la coborâre, pantă. Înclinarea căii de rulare se apreciază prin panta: p  tg ( p ) (8.6) Sau, panta mai poate fi exprimată procentual:

p (8.7) p %  p  100  tg ( p )  100   p  arctg ( )  19,29 100 Pentru deplasări pe drumuri modernizate, cănd panta este mai mică de 10%, se pot aprecia: sin( p )  tg( p )  p; cos( p )  1 astfel încât: 57

R p  p  Ga

(8.8)

Puterea necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei este: R p  V Ga  sin( p )  V Pp   [kW] 360 360 Rezistența totală la înaintare din partea drumului este dată de suma: R  Rrul  R p  f  Ga  cos( p )  Ga  sin( p )  [ f  cos( p )  sin( p )]  Ga

(8.9)

(8.10)

Sau: R    Ga unde Ψ este rezistența specifică a drumului sau coeficientul de rezistență al drumului: (8.11)   f  cos( p )  sin( p ) Puterea necesară învingerii rezistenței totale la înaintare este: R  V   Ga  V P    [kW] 360 360 8.3 aerului

(8.12)

Determinarea rezistenței aerului și a puterii necesare învingerii rezistenței

Rezistența aerului reprezintă forța aerodinamică longitudinală. Viteza relativă a aerului față de autovehicul este: Vx  V  Vv  cos( p ) (8.13) Se definesc: -coeficientul aerodinamic: k  0,06125  C x [daN  s 2  m 4 ]

(8.14)

-factorul aerodinamic: K  0,06125  C x  A [daN  s 2  m 2 ]

(8.15)

Rezistența aerului se calculează cu următoarele relații matematice:

Ra 

k  A  Vx2 13

(8.16)

K  Vx2 13 Puterea necesară învingerii rezistenței aerului este: Respectiv: Ra 

R  V k  A  Vx  V Pa  a  [kW] 360 4680

(8.17)

2

8.4

(8.18)

Determinarea rezistenței la accelerare și a puterii necesare învingerii acesteia

În regim de accelerare, rezistențele datorate aerului, rulării și pantei li se adaugă și rezistența opusă de înerția autovehiculului. Aceasta este formată din inerția maselor în mișcare de translație și a celor în mișcare de rotație: Rd  Rdt  Rdr (8.19) Rezistența datorată inerției maselor în mișcare de translație este dată de relația: G dv (8.20) Rdt m a a  a  g dt unde:

ma este masa totală a autovehiculului 58

dv este accelerația centrului de greutate în mișcare de translație dt Ga este greutatea totală a autovehiculului Momentul rezistent datorat inerției maselor în mișcare de rotație este: a

M dr 

nrm 1 dv 2   ( J  i  i    J ri )  ma sv 0 t rr2 dt i 1

(8.21)

rr, raza de rulare a roții Jma, este momentul masic de inerție al pieselor în mișcare din motor redus la axa arborelui cotit și al pieselor în rotație ale ambreajului isv, raportul de transmitere al schimbătorului de viteze i0, raportul de transmitere al transmisiei centrale ηt, randamentul întregii transmisii; Jri este momentul masic de inerție al unei roți motoare Rezistența la accelerare este deci: G dv (8.22) Rd    a  g dt unde:

nr    2 2 J ri   i i g unde:   1   sv 2 0  J ma  t  i 1 2    r  G rr  r  a  

(8.23)

Puterea necesară învingerii rezistenței la accelerare este: R V  G dv Pd  d  k  a V [kW] 360 360 g dt

(8.24)

8.5 Determinarea rezistenței totale și a puterii necesare învingerii rezistenței totale Rezistența totală este dată de relația: Rt  Rrul  R p  Ra

(8.25)

Iar puterea necesară învingerii rezistenței totale este dată de relația: R V Pt  t [kW] 360

(8.26)

Pe baza formulelor prezentate mai sus s-a întocmit următorul tabel cu valorile rezistențelor la înaintare și puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare:

59

Tabelul 8.1 Valorile rezistențelor la înaintare și puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare 1 2 3 4 5 6 7 8 Nr. Crt. V (Vv=-15 km/h)

9

10

-15

-5

5

15

25

35

45

55

65

75

V (Vv=0 km/h)

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

V (Vv=15 km/h)

15

25

35

45

55

65

75

85

95

105

f (Vv=-15 km/h)

-0,036

-0,003

0,031

0,064

0,098

0,132

0,165

0,199

0,232

0,266

f (Vv=0 km/h)

0,014

0,048

0,081

0,115

0,148

0,182

0,216

0,249

0,283

0,316

f (Vv=15 km/h)

0,064

0,098

0,132

0,165

0,199

0,232

0,266

0,300

0,333

0,367

αp (p=-10%)

-0,100

-0,100

-0,100

-0,100

-0,100

-0,100

-0,100

-0,100

-0,100

-0,100

αp (p=0%)

0,000

0,000

0,000

0,000

0,000

0,000

0,000

0,000

0,000

0,000

αp (p=10%)

0,100

0,100

0,100

0,100

0,100

0,100

0,100

0,100

0,100

0,100

αp (p=35%)

0,337

0,337

0,337

0,337

0,337

0,337

0,337

0,337

0,337

0,337

-941

-71

798

1667

2536

3406

4275

5144

6013

6883

-945

-72

802

1675

2549

3423

4296

5170

6043

6917

-941

-71

798

1667

2536

3406

4275

5144

6013

6883

-892

-68

757

1581

2406

3230

4055

4880

5704

6529

363

1232

2102

2971

3840

4710

5579

6448

7317

8187

365

1239

2112

2986

3859

4733

5607

6480

7354

8227

363

1232

2102

2971

3840

4710

5579

6448

7317

8187

345

1169

1994

2818

3643

4467

5292

6116

6941

7766

1667

2536

3406

4275

5144

6013

6883

7752

8621

9491

1675

2549

3423

4296

5170

6043

6917

7791

8664

9538

1667

2536

3406

4275

5144

6013

6883

7752

8621

9491

1581

2406

3230

4055

4880

5704

6529

7353

8178

9002

39,2

1,0

11,1

69

176

331

534

786

1086

1434

39,4

1,0

11,1

70

177

333

537

790

1091

1441

39,2

1,0

11,1

69

176

331

534

786

1086

1434

37,2

0,9

10,5

66

167

314

507

745

1030

1360

0,0

34,2

116,8

248

427

654

930

1254

1626

2047

Prul (Vv=0 km/h,p=0%)

0,0

34,4

117,3

249

429

657

934

1260

1634

2057

Prul (Vv=0 km/h, p=10%)

0,0

34,2

116,8

248

427

654

930

1254

1626

2047

Prul (Vv=0 km/h, p=35%)

0,0

32,5

110,8

235

405

620

882

1189

1542

1941

Rrul (Vv=-15 km/h, p=-10%) Rrul (Vv=-15 km/h, p=0%) Rrul (Vv=-15 km/h, p=10%) Rrul (Vv=-15 km/h, p=35%) Rrul (Vv=0 km/h, p=-10%) Rrul (Vv=0 km/h, p=0%) Rrul (Vv=0 km/h, p=10%) Rrul (Vv=0 km/h, p=35%) Rrul (Vv=15 km/h, p=-10%) Rrul (Vv=15 km/h, p=0%) Rrul (Vv=15 km/h, p=10%) Rrul (Vv=15 km/h, p=35%) Prul (Vv=-15 km/h, p=-10%) Prul (Vv=-15 km/h, p=0%) Prul (Vv=-15 km/h, p=10%) Prul (Vv=-15 km/h, p=35%) Prul (Vv=0 km/h, p=-10%)

60

Prul (Vv=15 km/h, p=-10%) Prul (Vv=15 km/h, p=0%) Prul (Vv=15 km/h, p=10%) Prul (Vv=15 km/h, p=35%)

69,5

176,1

331,1

534

786

1086

1434

1830

2275

2768

69,8

177,0

332,8

537

790

1091

1441

1839

2286

2782

69,5

176,1

331,1

534

786

1086

1434

1830

2275

2768

65,9

167,1

314,1

507

745

1030

1360

1736

2158

2626

-2587

-2587

-2587

-2587

-2587

-2587

-2587

-2587

-2587

-2587

Rp (p=0%)

0,0

0,0

0,0

0

0

0

0

0

0

0

Rp (p=10%)

2587

2587

2587

2587

2587

2587

2587

2587

2587

2587

Rp (p=35%)

8589

8589

8589

8589

8589

8589

8589

8589

8589

8589

107,8

35,9

-35,9

-108

-180

-252

-323

-395

-467

-539

0,0

0,0

0,0

0

0

0

0

0

0

0

-107,8

-35,9

35,9

108

180

252

323

395

467

539

-357,9

-119,3

119,3

358

596

835

1074

1312

1551

1789

0,0

-71,9

-143,7

-216

-287

-359

-431

-503

-575

-647

0,0

0,0

0,0

0

0

0

0

0

0

0

0,0

71,9

143,7

216

287

359

431

503

575

647

0,0

238,6

477,2

716

954

1193

1432

1670

1909

2147

-107,8

-179,7

-251,5

-323

-395

-467

-539

-611

-683

-755

0,0

0,0

0,0

0

0

0

0

0

0

0

107,8

179,7

251,5

323

395

467

539

611

683

755

357,9

596,5

835,1

1074

1312

1551

1789

2028

2267

2505

-3528

-2659

-1789

-920

-51

819

1688

2557

3426

4296

-945

-72

802

1675

2549

3423

4296

5170

6043

6917

1646

2516

3385

4254

5123

5993

6862

7731

8601

9470

7697

8521

9346

10170

10995

11820

12644

13469

14293

15118

-2224

-1355

-485

384

1253

2122

2992

3861

4730

5600

365

1239

2112

2986

3859

4733

5607

6480

7354

8227

2950

3820

4689

5558

6427

7297

8166

9035

9904

10774

8934

9758

10583

11407

12232

13056

13881

14706

15530

16355

-920,0

-50,7

818,6

1688

2557

3426

4296

5165

6034

6903

1675

2549

3423

4296

5170

6043

6917

7791

8664

9538

Rp (p=-10%)

Pp (Vv=-15 km/h, p=-10%) Pp (Vv=-15 km/h, p=0%) Pp (Vv=-15 km/h, p=10%) Pp (Vv=-15 km/h, p=35%) Pp (Vv=0 km/h, p=-10%) Pp (Vv=0 km/h, p=0%) Pp (Vv=0 km/h, p=10%) Pp (Vv=0 km/h, p=35%) Pp (Vv=15 km/h, p=-10%) Pp (Vv=15 km/h, p=0%) Pp (Vv=15 km/h, p=10%) Pp (Vv=15 km/h, p=35%) RΨ (Vv=-15 km/h, p=-10%) RΨ (Vv=-15 km/h, p=0%) RΨ(Vv=-15 km/h, p=10%) RΨ(Vv=-15 km/h, p=35%) RΨ (Vv=0 km/h, p=-10%) RΨ(Vv=0 km/h, p=0%) RΨ (Vv=0 km/h, p=10%) RΨ(Vv=0 km/h, p=35%) RΨ (Vv=15 km/h, p=-10%) RΨ (Vv=15 km/h, p=0%)

61

RΨ (Vv=15 km/h, p=10%) RΨ (Vv=15 km/h, p=35%) PΨ (Vv=-15 km/h, p=-10%) PΨ (Vv=-15 km/h, p=0%) PΨ (Vv=-15 km/h, p=10%) PΨ (Vv=-15 km/h, p=35%) PΨ (Vv=0 km/h, p=-10%) PΨ (Vv=0 km/h, p=0%) PΨ (Vv=0 km/h, p=10%) PΨ (Vv=0 km/h, p=35%) PΨ (Vv=15 km/h, p=-10%) PΨ (Vv=15 km/h, p=0%) PΨ (Vv=15 km/h, p=10%) PΨ (Vv=15 km/h, p=35%)

4254

5123

5993

6862

7731

8601

9470

10339

11208

12078

10170

10995

11820

12644

13469

14293

15118

15942

16767

17591

147,0

36,9

-24,9

-38

-4

80

211

391

619

895

39,4

1,0

11,1

70

177

333

537

790

1091

1441

-68,6

-34,9

47,0

177

356

583

858

1181

1553

1973

-320,7

-118,4

129,8

424

764

1149

1581

2058

2581

3150

0,0

-37,6

-27,0

32

139

295

499

751

1051

1400

0,0

34,4

117,3

249

429

657

934

1260

1634

2057

0,0

106,1

260,5

463

714

1013

1361

1757

2201

2693

0,0

271,1

587,9

951

1359

1813

2313

2859

3451

4089

-38,3

-3,5

79,6

211

391

619

895

1219

1592

2013

69,8

177,0

332,8

537

790

1091

1441

1839

2286

2782

177,3

355,8

582,6

858

1181

1553

1973

2441

2958

3523

423,8

763,5

1149,1

1581

2058

2581

3150

3764

4425

5131

Ra (Vv=-15 km/h)

6,8

0,8

0,8

7

19

37

61

91

127

170

Ra (Vv=0 km/h)

0,0

3,0

12,1

27

48

75

109

148

193

244

Ra (Vv=15 km/h)

6,8

18,8

36,9

61

91

127

170

218

272

332

Pa (Vv=-15 km/h)

-0,3

0,0

0,0

0

1

4

8

14

23

35

Pa (Vv=0 km/h)

0,0

0,1

0,7

2

5

10

18

29

43

61

Pa (Vv=15 km/h)

0,3

1,3

3,6

8

14

23

35

51

72

97

-3521

-2658

-1788

-913

-32

855

1749

2648

3554

4465

-939

-71

803

1682

2568

3460

4357

5261

6171

7087

1653

2516

3386

4261

5142

6030

6923

7822

8728

9639

7704

8522

9347

10177

11014

11857

12705

13560

14421

15287

-2224

-1352

-473

411

1301

2198

3100

4009

4923

5844

365

1242

2124

3013

3908

4808

5715

6628

7547

8472

2950

3823

4701

5585

6476

7372

8274

9183

10097

11018

8934

9761

10595

11434

12280

13132

13990

14853

15723

16599

-913

-32

855

1749

2648

3554

4465

5383

6306

7236

1682

2568

3460

4357

5261

6171

7087

8008

8936

9870

4261

5142

6030

6923

7822

8728

9639

10557

11480

12410

Rt (Vv=-15 km/h, p=-10%) Rt (Vv=-15 km/h, p=0%) Rt(Vv=-15 km/h, p=10%) Rt(Vv=-15 km/h,p=35%) Rt (Vv=0 km/h, p=-10%) Rt(Vv=0 km/h, p=0%) Rt(Vv=0 km/h, p=10%) Rt(Vv=0 km/h, p=35%) Rt (Vv=15 km/h, p=-10%) Rt (Vv=15 km/h, p=0%) Rt (Vv=15 km/h,

62

p=10%) Rt (Vv=15 km/h, p=35%) Pt (Vv=-15 km/h, p=-10%) Pt (Vv=-15 km/h, p=0%) Pt (Vv=-15 km/h, p=10%) Pt (Vv=-15 km/h, p=35%) Pt (Vv=0 km/h, p=-10%) Pt (Vv=0 km/h, p=0%) Pt (Vv=0 km/h, p=10%) Pt (Vv=0 km/h, p=35%) Pt (Vv=15 km/h, p=-10%) Pt (Vv=15 km/h, p=0%) Pt (Vv=15 km/h, p=10%) Pt (Vv=15 km/h, p=35%)

10177

11014

11857

12705

13560

14421

15287

16160

17039

17924

146,7

36,9

-24,8

-38

-2

83

219

405

642

930

39,1

1,0

11,1

70

178

336

545

804

1114

1476

-68,9

-35,0

47,0

178

357

586

865

1195

1576

2008

-321,0

-118,4

129,8

424

765

1153

1588

2072

2604

3185

0,0

-37,5

-26,3

34

145

305

517

779

1094

1461

0,0

34,5

118,0

251

434

668

953

1289

1677

2118

0,0

106,2

261,2

465

720

1024

1379

1786

2244

2754

0,0

271,1

588,6

953

1364

1824

2332

2888

3494

4150

-38,0

-2,2

83,2

219

405

642

930

1271

1664

2110

70,1

178,3

336,3

545

804

1114

1476

1891

2358

2879

177,5

357,1

586,2

865

1195

1576

2008

2493

3030

3620

424,1

764,9

1152,7

1588

2072

2604

3185

3816

4496

5228

Utilizând datele din tabelul de mai sus s-au întocmit următoarele diagrame:

Fig 8.1 Variația rezistenței la rulare, cu viteza (V v= -15 km/h)

63

Fig 8.2 Variația rezistenței la rulare, cu viteza (V v= 0 km/h)

Fig 8.3 Variația rezistenței la rulare, cu viteza (V v= 15 km/h)

Fig 8.4 Variația puterii necesare învingerii rezistenței la rulare, cu viteza (V v= -15 km/h)

64

Fig 8.5 Variația puterii necesare învingerii rezistenței la rulare, cu viteza (V v= 0 km/h)

Fig 8.6 Variația puterii necesare învingerii rezistenței la rulare, cu viteza (V v= 15 km/h)

Fig 8.7 Variația rezistenței la pantă, cu viteza

65

Fig 8.8 Variația puterii necesare învingerii rezistenței la pantă, cu viteza (V v= -15 km/h)

Fig 8.9 Variația puterii necesare învingerii rezistenței la pantă, cu viteza (V v= 0 km/h)

Fig 8.10 Variația puterii necesare învingerii rezistenței la pantă, cu viteza (V v= 15 km/h)

66

Fig 8.11 Variația rezistenței totale din partea drumului, cu viteza (V v= -15 km/h)

Fig 8.12 Variația rezistenței totale din partea drumului, cu viteza (V v= 0 km/h)

Fig 8.13 Variația rezistenței totale din partea drumului, cu viteza (V v= 15 km/h)

67

Fig 8.14 Variația puterii necesare învingerii rezistenței totale din partea drumului, cu viteza (V v= -15 km/h)

Fig 8.15 Variația puterii necesare învingerii rezistenței totale din partea drumului, cu viteza (Vv= 0 km/h)

Fig 8.16 Variația puterii necesare învingerii rezistenței totale din partea drumului, cu viteza (V v= 15 km/h)

68

Fig 8.17 Variația rezistenței aerului, cu viteza (Vv= -15 km/h)

Fig 8.18 Variația rezistenței aerului, cu viteza (Vv= 0 km/h)

Fig 8.19 Variația rezistenței aerului, cu viteza (Vv= 15 km/h)

69

Fig 8.20 Variația puterii necesare învingerii rezistenței aerului, cu viteza (V v= -15 km/h)

Fig 8.21 Variația puterii necesare învingerii rezistenței aerului, cu viteza (Vv= 0 km/h)

Fig 8.22 Variația puterii necesare învingerii rezistenței aerului, cu viteza (V v= 15 km/h)

70

Fig 8.23 Variația rezistenței totale, cu viteza (V v= -15 km/h)

Fig 8.24 Variația rezistenței totale, cu viteza (Vv= 0 km/h)

Fig 8.25 Variația rezistenței totale, cu viteza (V v= 15 km/h)

71

Fig 8.26 Variația puterii necesare învingerii rezistenței totale, cu viteza (V v= -15 km/h)

Fig 8.27 Variația puterii necesare învingerii rezistenței totale, cu viteza (V v= 0 km/h)

Fig 8.28 Variația puterii necesare învingerii rezistenței totale, cu viteza (V v= 15 km/h)

72

8.6 Observații și concluzii: După cum se poate observa din tabelul , variația rezistenței la rulare este aproximativ neglijabilă în raport cu valoarea maxima. Din aceste motive,se poate considera că atat viteza vântului cât și creșterea pantei sau rampei nu influențează valoarea în mod considerabil valoarea rezistenței la rulare. Se observă o descreștere a puterii necesare învingerii rezistenței la rulare la începutul punerii în mișcare a autocamionului, fapt ce se datorează direcției vitezei vântului care se opune mișcării autovehiculului.În ceea ce privește rezistența la pantă se observă că aceasta crește odată cu creșterea pantei. Valoarea minimă este la coborârea rampei, în acest caz aceasta fiind negativă ajută ca fortă de tracțiune.

8.7 Bibliografie: [1] [2]

Andreescu, C.,Lucrări laboratori laborator Dinamica Autovehiculelor, 2011 Andreescu, C., Curs Dinamica Autovehiculelor, 2011

73

Capitolul 9 Predeterminarea caracteristicii de turație din condiția de viteză maximă în palier

9.1 Predeterminarea motorului ce va echipa autocamionul Bilanțul de putere ala autovehiculului se poate scrie astfel: Pr  Prul  Pp  Pa  Pd [kW ]

(9.1)

Pr este puterea la roată; Prul, Pp,Pa și Pd – puterea pentru învingerea rezistenței la rulare, puterea pentru învingerea rezistenței la pantp, puterea pentru învingerea rezistenței aerului, puterea pentru învingerea rezistenței la demarare. Ținând seama de relația de mai sus se poate scrie: R  r M  (9.2) Pr   t  P  0 r  it  M 1000 unde:

R0  V (9.3) 3600 Având în vedere relația precedentă și expresiile cunoscute ale puteriilor rezistente, exuația bilanțului de putere capătă forma: R V V V  tm  P  0  f (V )  ma  g  cos( p )   ma  g  sin( p )  3600 3600 3600 (9.4) 3 V dv V  0,6125  c x  A     ma   46656 dt 3600 Luând în considerare că la viteză maximă dv/dt=0, rezistența la demarare și puterea corespunzătoare acesteia sunt nule. Din ecuația (9.4) se obține puterea motorului la viteză maximă: Pr   tm  P 

PV max

3  R0 (Vmax )  Vmax  Vmax Vmax     f (Vmax )  ma  g   0.6125  c x  A   [kW ] 3600 3600 46656   1 tm

PV max 

(9.5)

1  246.18  90 90 90 3    0.3164  24000   0.6125  0.9  7.11   0.8  3600 3600 46656 

PV max  321.45 kW

Pentru detrminarea puterii maxime a motorului se va determina caracteristica exterioară, aceasta aproximându-se cu un plinom de gradul trei de forma: P Pmax  v max [kW ] (9.6) f P ' ( )

 

n 1 nP

(9.10)

ζ este un coeficient pentru motoarele cu aprindere prin compresie (MAC) care se situează în intervalul (0,8-0,9). Pentru calcule se adopta valoarea ζ=0,9. Fiind în concordanţă cu modelele similare se va alege pentru turaţia de putere valoarea de np=2100 [rot/min], de aici rezultă că valoarea turaţiei la viteza maxima este : nV max    nP  0,9  2100  1890 [rot / min] 74

 f P             2      3

(9.11)

Pentru motorul de predeterminat se adoptă valori ale coeficientul de elasticitate Ce şi pentru coeficientul de adaptabilitate Ca unde: n (9.13) Ce  M nP

Ca 

M max MP

(9.14)

Tabelul 9.1 Valorile coeficienților de adaptabilitate si elasticitate ale motoarelor modelelor similare

Nr. Crt

1

Model autocamion

Puterea maximă

Turația de putere maximă

[kW] BMC Professional 938

4

Daf FAT CF75 Isuzu FVY 1400 Iveco Trakker

5

MAN TGX

6

Mitsubishi Fuso FV Renault Lander

2 3

7

Mercedes Actros 2632K

8

Scania P380 Volvo FH480

9 10

Momentul maxim

Turația de moment maxim

[min ]

-1

[Nm]

[min ]

280

2100

1700

228

2200

221

Ca

Ce

13001400

1,33

0,62

1275

11001700

1,29

0,50

2400

981

1450

1,11

0,60

243

16602400

1400

10801660

1,45

0,45

290

1900

1900

1400

1,30

0,74

309

2000

1770

1100

1,20

0,55

198

20002300

1010

12001700

1,23

0,52

235

1800

1650

1080

1,32

0,60

279

1900

1900

1,35

0,58

353

14001800

2400

11001300 10501400

1,28

0,58

-1

Conform tabelului 9.1 se va adopta valoarea pentru Ce=0,5, iar pentru Ca=1,29. Cu ajutorul acestor coeficienți se vor calcula valorile pentru α, β, γ, α’, β’, γ’. 2 C  C a  1 Ca  1 C  C a  2  Ce  1  e ,  e ,  (9.16) 2 2 1  Ce  1  Ce 2 1  Ce 

 

2  Ce2  3  Ce  C a

1  Ce 

2

,  

3  2  C a  Ce2

1  Ce 

Astfel se vor obține:



0,5 2  1,29  2  0,5  1

1  0,5

2

 1;  

2

, 

2  C a  Ce 

2  0,5  1,29  1

1  0,5

2

75

(9.17)

1  Ce 2

 1,16 ;  

1,29  1

1  0,52

 1,16

 

2  0,5 2  3  0,5  1,29

1  0,5

2

 1,16 ;   

3  2  1,29  0,5 2

1  0,5

2

 0,68 ;   

2  1,29  0,5

1  0,52

 0,84

 f P    1,16  0,9  0,68  0,9 2  0,84  0,9 3  0,982

321,54  327,33 kW 0,982 Momentul motor la turația de putere maxima MP este dat de următoarea relație: P M P  955  n Astfel se obține un moment MP=162,471 daNm nM  Ce  n p Pmax 

(9.12)

(9.18)

nM  0,5  2100  1050 rot / min Tabelul 9.2 Valori reprezentative ale turațiilor

Tip motor și automobil Parametrul nmin nP nmax / nP nmax / nmin

MAS MAC Autoturism Autocamion, Autoturism Autocamion, sport autobuz autobuz 700 ÷ 900 300 ÷ 600 600 ÷ 900 350 ÷ 700 5000 ÷ 6500 6000 ÷ 7000 3500 ÷ 5000 4000 ÷ 5000 1800 ÷ 4000 1,10 1,10 1,05 ÷ 1,15 1,10 ÷ 1,20 1,05 ÷ 1,10 5,7 5,0 2,6 Autoturism

Având în vedere recomandările prezentate în tabelul 9.2 se va adopta plaja de turații în care motorul funcționează stabil: nmax  1,1  nmax  1,1  n P  1,1  2100  2300 rot/min nP

nmax n 2300  2,6  nmin  max   900 rot/min nmin 2,6 2,6 În vederea trasării caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiția de deplasare la viteză maximă în palier se vor folosii următoarele formule:  f P    n     n  2     n  3 P (9.19)                 Pmax  f P     n P      n P       n P  P (9.20) M  955  n

76

Tabelul 9.3 Puterea, momentul, puterea relativă şi turaţia relativă pentru motorul predeterminat

n

P [kW] M [Nm] n/nP P/Pmax

900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300

180,14 200,97 221,07 240,18 258,07 274,47 289,16 301,87 312,38 315,84 322,10 325,99 327,33 325,93 321,63

1912,45 1920,28 1920,28 1912,45 1896,78 1873,27 1841,93 1802,76 1755,75 1676,58 1619,85 1557,44 1489,35 1415,59 1336,16

0,43 0,48 0,52 0,57 0,62 0,67 0,71 0,76 0,81 0,86 0,90 0,95 1,00 1,05 1,10

0,55 0,61 0,68 0,73 0,79 0,84 0,88 0,92 0,95 0,96 0,98 1,00 1,00 1,00 0,98

Figura 9.1 Caracteristica exterioară a motorului predeterminat

Se va compara caracteristicile motoarelor a doua modelelor similare cu cea a motorului predeterminat. Tabelul 9.4 Puterea, momentul, puterea relativă şi turaţia relativă pentru Scania P380

n 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

P [kW] M [Nm] n/nP P/Pmax 175,45 1862,69 0,47 0,63 197,40 1886,13 0,53 0,71 218,06 1894,15 0,58 0,78 236,95 1886,75 0,63 0,85 253,59 1863,92 0,68 0,91 267,50 1825,67 0,74 0,96 278,18 1772,00 0,79 1,00

77

1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300

285,15 287,94 286,05 279,00 266,31 247,49 222,06 189,53

1702,90 1618,38 1518,44 1403,08 1272,29 1126,08 964,44 787,38

0,84 0,89 0,95 1,00 1,05 1,11 1,16 1,21

1,02 1,03 1,03 1,00 0,95 0,89 0,80 0,68

Tabelul 9.5 Puterea, momentul, puterea relativă şi turaţia relativă pentru Iveco Trakker

n 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600 2700

P [kW] M [Nm] n/nP P/Pmax 131,37 1394,70 0,38 0,54 146,65 1401,19 0,42 0,60 161,48 1402,69 0,46 0,66 175,72 1399,20 0,50 0,72 189,21 1390,70 0,54 0,78 201,79 1377,21 0,58 0,83 213,30 1358,72 0,63 0,88 223,59 1335,23 0,67 0,92 232,49 1306,75 0,71 0,96 239,86 1273,27 0,75 0,99 245,54 1234,79 0,79 1,01 249,36 1191,32 0,83 1,03 251,17 1142,84 0,88 1,03 250,82 1089,37 0,92 1,03 248,15 1030,91 0,96 1,02 243,00 967,44 1,00 1,00 235,21 898,98 1,04 0,97 224,63 825,53 1,08 0,92 211,10 747,07 1,13 0,87

Tabelul 9.5 Puterea, momentul, puterea relativă şi turaţia relativă pentru Iveco Trakker

n 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100

P [kW] M [Nm] n/nP P/Pmax 224,13 2379,48 0,50 0,63 250,84 2396,74 0,56 0,71 275,79 2395,64 0,61 0,78 298,42 2376,18 0,67 0,85 318,14 2338,35 0,72 0,90 334,38 2282,17 0,78 0,95 346,57 2207,63 0,83 0,98 354,11 2114,73 0,89 1,00 356,45 2003,46 0,94 1,01 353,00 1873,84 1,00 1,00 343,18 1725,86 1,06 0,97 326,43 1559,52 1,11 0,92 302,16 1374,81 1,17 0,86

78

2200 2300

269,79 228,75

1171,75 950,32

1,22 1,28

0,76 0,65

Figura 9.2 Caracteristicile exterioare ale motoarelor modelelor similare

9.2 Observații și concluzii În vederea predeterminării motorului ce va echipa autocamionul s-a apelat la metoda caracteristicilor relative la sarcină totală, aceasta presupunând alegerea a cel puțin două motoare ce dezvoltă o putere aproximativ egala cu cea teoretică a motorului predeterminat, și suprapunerea curbelor de variație.

9.3 Bibliografie: [1] Andreescu, C.,Lucrări laboratori laborator Dinamica Autovehiculelor, București, 2011 [2] Andreescu, C., Curs Dinamica Autovehiculelor, București, 2011 [3] Stoicescu, P., Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale autovehiculelor, Editura Tehnica, București, 2007

79

Capitolul 10. Predeterminarea raportului de transmitere al transmisiei principale 10.1 Predeterminarea raportului de transmitere al transmisiei principale Viteza maximă a automobilului prescrisă în tema de proiectare se obține în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze, care este în general treapta de priză directă, sau una apropiată acesteia, care are un raport de transmitere apropiat de unitate. Dacă isn este raportul de transmitere al acestei trepte, acesta se va alege pe baza tabelului 10.1. Tabel 10.1 Valorile raportului de transmitere în treapta de priză directă pentru modelele similare alese Raport transmitere în treapta Model autocamion Nr. crt. Tip și nr de trepte, schimbător de viteze de priză directă 1 BMC Professional 938 EATON FSO- 10309M 10 2 Daf FAT CF75 STANDARD M 9 3 Isuzu FVY 1400 ALLISON 3500 SERIES A7 1 4 Iveco Trakker ZF-9S1310 TOM 11 1 5 MAN TGX ZF Direct Drive 16 M 9 1 6 Mitsubishi Fuso FV Eaton Fuller RTLO M 18 1 7 Renault Lander ZF Ecosplit M16 8 Mercedes Actros 2632K G210-16/14.2-0.83 M16 1 9 Scania P380 GR900R M 9 10 Volvo FH480 Automata 12 1

Pe baza analizei rapoartelor de transmitere în treapta de priză directă a modelelor similare s-a constatat ca majoritatea modelelor sunt echipate cu schimbatoare de viteze cu 3 arbori ce au raportul de transmitere în priză directă isn  1 . Valoarea raportului de transmitere al transmisiei principale se calculează cu relația:   np (10.1) i0  0,377  rr  isn  Vmax i0  0,377  0,5268 

0,9  2100  4,17 1  90

10.2 Definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale Valoarea efectivă a lui i0 este un număr rațional, acesta fiind raportul numerelor de dinți, ce sunt numere întregi. Ținând seama că i0  5  7 și de faptul ca transmisia principală va fi utilizată pentru un autocamion unde se dorește ca garda la sol sa nu fie redusă foarte mult iar momentele transmise sunt foarte mari, se va folosi o transmisie principală dublă. În cazul transmisiei principale duble raportul de transmitere este:   (10.2) i0  i0  i0 unde:

 z  z i0  c 0 , iar i0  c zp zi

(10.3)

zp - numărul de dinți ai pinionului de atac; zc0 – numărul de dinți ai roții conice conduse, angrenată cu pinionul de atac; zi – numărul de dinți ai roții cilindrice de pe arborele intermediar 3 zc - numărul de dinți ai coroanei diferențialului. 80

La transmisiile principale duble trebuie să se precizeze, la început, rapoartele de     transmitere i0 și i0 , în general urmărindu-se ca i0  i0 , astfel încât forțele din angrenajul conic devin mai mici. Tabelul 10.2 Numărul minim de dinți ai pinionului de atac

i0

2,5

3

zp

15

12 9 7

4 5 6-7 >7 5

5

Ținând seama de faptul că se va opta pentru un mecanism reductor planetar la roți

 i0  2 astfel pentru z i  13 dinți [4] pentru roata cilindrică de pe arborele intermediar rezultă  astfel z c  i0  z i  2  13  26 dinți.

4,17  i i0  0   2,085  2 i0

 Având în vedere că i0  2,085 , conform tabelului 10.2 se va alege pentru z p  15 , un număr de 19 dinți [4] ; astfel rezultă pentru z c 0 un număr de 40 dinți. 40  z i0 ef  c 0   2,11 z p 19

Astfel se obține valoarea efectivă a raportului de transmitere al transmisiei principale ca fiind:   i0 ef  i0  i0  2,11  2  4,22 . În vederea definitivării raportului de transmitere al transmisiei principale se va determina încă trei valori ale raportului de transmitere efectiv. Acest lucru se va face prin adoptarea unui număr mai mare de dinți ai coroanei diferențialului: z c  27  29 Tabelul 10.3 Influența numărului de dinți ai coroanei diferențialului asupra raportului de transmitere

Numar de dinți ai coroanei diferențialului ( z c ) Raport de transmitere final ( i0 ) 26 27 28 29

4,21 4,37 4,53 4,70

În vederea alegerii celui mai adecvat raport de transmitere se va studia reprezentarea grafică a variației Pr (V ) . 2 3   V   V   V      Pr   t  Pmax       V  V    V pr  pr   pr    np V pr  0,377  rr  i0 k  isn

81

(10.4)

(10.5)

Tabelul 10.4 Variația puterii cu viteza de deplasare a autocamionului

V [km/h] Pr1 [kW] Pr2[kW] Pr3[kW] Pr4 [kW] Prez [kW] 0

0

0

0

0

0

10 20 30 40 50

33,29 68,95 105,49 141,42 175,26

34,63 71,74 109,69 146,80 181,41

35,97 74,55 113,89 152,13 187,41

37,31 77,35 118,07 157,39 193,26

0,50 3,71 12,64 30,79 62,24

60 70 80

205,53 230,73 249,37

211,85 236,45 253,56

217,88 241,68 256,95

223,60 246,37 259,48

111,59 183,99 285,11

90

259,98

261,50

261,83

260,89

384,23

Figura 10.1 Dependența puterii de viteza de deplasare a autocamionului

Din considerente de reducere a dimensiunilor transmisiei principale, fapt ce duce la o micșorare a gărzii la sol, se va alege un raport de transmitere de 4,37. Se poate observa ca toate raportele permit atingerea vitezei maxime impuse prin temă.

82

10.3 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteză Raportul de transmitere maxim al schimbătorului de viteze este identic cu raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteză. Raportul de transmitere al primei trepte se poate determina distinct din următoarele condiții: a) pantă maximă; b) viteză minimă în palier pe drum modernizat; c) accelerația maximă posibilă; d) lucrul mecanic de frecare la patinarea ambreajului la pornirea de pe loc; e) capacitatea de pornire a autovehiculului în diferite condiții. 10.3.1 Determinarea lui isv1 din condiția de pantă maximă impusă Pentru determinarea acestui raport se pune condiția ca urcarea pantei maxime, pmax, să se facă cu viteză constantă. Neglijând rezistența aerului datorită vitezei mici de urcare și tinând seama că motorul trebuie să dezvolte momentul maxim, din bilanțul de tracțiune se oblține relația:

is1 

max  ma  g  rd M max  i0  t1

(10.3)

unde  t este randamentul transmisiei în prima treaptă, iar rezistența specifică maximă a drumului se calculează cu relația cunoscută: max  f (V )  cos( p max )  sin ( p max )

M max  C a  M p  9549,3  Vmax  0,377  rr 

(10.4)

Pmax  Ca nP

(10.5)

  np

(10.6)

i sn  i0

is1  2,725 

max  isn  Vmax C a  t1    Psp

is1  2,725 

0,322  1  90  6,31 1,29  0,85  0,9  12,69

(10.7)

10.3.2 Determinarea lui isv1 din condiția de viteză minimă stabilă Considerarea acestui criteriu are în vedere regimul uniform de mișcare pe un drum modernizat în palier. Se considera deplasarea autocamionului cu viteza minimă de 5 Km/h.Valoarea pentru is1este: r n is1  0,377  r min (10.8) i0  Vmin 83

0,2568  900  4,12 4,22  5 Atunci cand motorul Diesel este prevăzut cu regulator pentru doua regimuri, relația pentru is1 devine: i V n 900 1 90 is1  min  sn  max     8,57 n P  Vmin 2100 0,9 5 is1  0,377 

10.3.3 Determinarea lui isv1 din condiția de lucru mecanic de frecare la cuplarea ambreajului Solicitările cele mai mari ale ambreajului se produc la cuplarea sa la pornirea de pe loc. Relația pentru calculul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreajului la pornirea de pe loc este:   I a    n0   k a  30  L f  M am  2  M amb  M rez 3 2

unde:

Ia 

(10.9)

  ma  g  rr ma  rr2 , M rez  2 2 i0  i s1  t1 i0  i s1

(10.10)

k a  0,72 is1  0,11 

isn

is1  0,11 

1 0,72 1  1575  90    3,46 0,9 2100  1,29  12,69 525



 n0  Vmax 

ka 1  n P  C a  Psp 

(10.11)

10.3.4 Observații și concluzii Anterior s-au determinat rapoartele de trasmitere ale transmisiei principale și raportul de transmitere al primei trepte din cadrul schimbătoriului de viteze. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte s-a determinat din următoarele condiții: - urcarea pantei maxime impuse prin tema de proiect - atingerea vitezei maxime stabile impuse prin tema de proiect - lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreajului sa fie minim În urma acestora s-a constatat că raportul optim este acela determinat din condiția de lucru mecanic de frecare la cuplarea ambreajului și anume is1  3,46 . 10.3.5 Bibliografie: [1] Andrescu, C.,Lucrări laboratori laborator Dinamica Autovehiculelor, București, 2011 [2] Andreescu, C., Curs Dinamica Autovehiculelor, București, 2011 [3] Oprean, M., Curs Transmisii pentru Autovehicule, București, 2012 [4] Stoicescu, P., Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale autovehiculelor, Editura Tehnica, București, 2007

84

Partea a II-a Capitolul 11. CALCULUL ȘI PROIECTAREA AMBREAJULUI Caracteristica motoarelor cu ardere internă este că punerea lor în funcțiune nu poate fi făcută sub sarcină. Pentru pornire este necesară desfacereea legăturii dintre motor și transmisie fie prin decuplarea ambreajului, fie prin aducerea cutiei de viteze în poziție neutră (punct mort). În acest de-al doilea caz, la pornirea motorului vor fi puse în mișcare de rotație ambreajul și toate părțile cutiei de viteze permanent legate de arborele primar, elemente ce reprezintă prin momentul lor de inerție o sarcină ce urmează a fi învinsă de sistemul de pornire al motorului. De aceea, pentru ușurarea pornirii motorului, în special la temperaturi scăzute, este indicată desfacerea legăturii motorului de transmisie prin debreiere [1]. În vederea efectuării calculului ambreajului se vor dimensiona părțile componente ale acestuia în raport cu momentul maxim al motorului, și se vor verifica la rezistență principalele piese componente. 11.1 Determinarea momentului de calcul Pentru transmiterea de către ambreaj a momentului motor maxim fără patinare, pe toataă durata de funcționare (chiar și după uzura garniturilor de frecare), este necesar ca momentul de frecare M a al ambreajului să fie mare mare decât momentul maxim al motorului [2]. Pentru aceasta, se va lua în calcul un coeficient  ce va ține seama de acest lucru. Momentul de calcul al ambreajului este dat de relația: M c    M max

(11.1)

M c  1,7  1920,28  3264,48 Nm

Coeficientul   1,7 a fost ales ținăndu-se seama de recomandări, având în vedere tipul și destinația automobilului, precum și particularitățile constructive ale ambreajului. 11.2 Determinarea momentului de frecare al ambreajului Momentul de frecare total al ambreajului se obține prin integrarea momentului de frecare elementar, în care se p și μ constante: Re3  Ri3 2 sau M a    i  F  Rm (11.2) Ma    i  F  2 3 Re  Re2 Re  Ri ; eroarea fiind de maxim 4% [3]. 2 Acesta va fi calculat după predimensionarea discului de frecare.

În practică se folosește pentru raza medie: Rm 

11.3 Dimensionarea garniturilor de frecare Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul cărora se stabilește, prin forțe de frecare, legătura de cuplare a ambreajului [4]. Calculul garniturilor de frecare cuprinde: determinarea dimensiunilor, calculul presiunii specifice și verificarea la uzură. a) Determinarea dimensiunilor garniturilor de fricțiune Din formula 11.2 rezultă: 85

Re  3 unde:

2 MM   i    p0  1  c 2  1  c 





(11.3)

p 0 este presiunea specifică dintre suprafețele de frecare ale ambreajului și se va adopta

p0  0,4 MPa conform [4];

Se adoptă:   0,3

c

Ri  0,53..0,75 ; raport ce influențează uniformitatea de uzare radială a garniturilor. Re

Referitor la acest raport se fac următoarele precizări: valorile spre limita inferioară ale coeficientului c arată că există o diferență mare între razele suprafețelor de frecare, deci o lățime mare, ceea ce are drept consecință o uzură neuniformă a garniturilor de frecare datorită diferenței mari dintre vitezele de alunecare [4]. În acest fel s-a adoptat valoare lui c  0,55 deoarece ambreajul va funcționa pe autocamion iar diferențele de raze sunt considerabile. Dimensiunile garniturilor de frecare sunt standardizate și sunt date în tabelul 11.1 extrase din STAS 7793-83. Tabelul 11.1 Dimensiunile standardizate ale garniturilor de frecare pentru ambreaje

Re  3

2  1,7  1920280  200,08 mm  De  2  Re  2  200,08  400,16 mm 0,3  2    0,4  1  0,55 2  1  0,55





Se va adopta valoarea De  420 mm astfel rezultând valoarea de Di  220 mm și grosimea g  6 mm . Raza medie a garniturii de fricțiune este: Rmed 

2 Re3  Ri3  3 Re2  Re2

Rmed 

2 210 3  110 3   165,20 mm 3 210 2  110 2

(11.4)

86

11.4 Calculul arcurilor de presiune Menținerea stării cuplate a ambreajului la limita momentului necesar a ambreiajului proiectat este posibilă când pe suprafața de frecare se dezvoltă forța normală [4]:

F

  M max 2    M max  i    Rmed i    Re  Ri 

(11.5)

1,7  1920,28  32934,58 N 2  0,3  0,1652 Presiunea specifică dintre suprafețele de frecare ale ambreajului [4]: F p0  A A    Re2  Ri2  i

F





(11.6) (11.7)

A    210 2  110 2  2  201061,93 mm2

32934,58  0,163 MPa 201061,93 Momentul rezistent la pornirea din loc redus la arborele ambreajului se va calcula cu relația [3]: (G  Gr )  rr   Mp  a it   t (11.8) 25506  0.2568  0.1 Mp   56,73 Nmm 14,43  0.8 unde : -coeficientul de rezistenţă specifică a drumului Ψ=0.1; -raportul de transmitere al transmisiei formate din transmisia principală şi prima treaptă a schimbătorului de viteză it=4,17*3,46 = 14,43; -randamentul transmisiei ηt=0.8; -greutatea remorcii se consideră Gr=0 N. -raza de rulare rr=0,2568 m -greutatea autovehiculului Ga=25506 daN p0 

Lucrul mecanic de frecare este dat de relaţia [3]:  2  Ga    n  2    n Ga2  2   L  m     G    a a 7200 k 3 k  g  30  30  isv2 1  i02 

  n  rr2

(11.9)

unde: n - turaţia motorului la pornire se consideră 500..700 rot/min; k – coeficient de creştere al momentului în timpul cuplării se consideră 30..50 daNm/s; ψ – coeficientul de rezisenţă a drumului se consideră 0.1; Pentru ambreiajul de calculat se consideră n=700 rot/min și k=50 daNm/s; L

  700  0,2568 2 

 26000  30  4,17 2  3,46 2  L  117745,15 J

2    700 25506 2  0,1 2 2  25506    700      25506  0,1  7200 50 3 50  9,81  30 

87

Lucrul mecanic specific este [3]: L A 117745,15 J q  5855,05 2 20,11 cm q

(11.10)

Creșterea de temperatură a pieselor ambreajului este determinată cu relația [4]:  L (11.11) t  c  mp unde: t este creșterea de temperatura; L este lucrul mecanic de patinare;   0,5 coeficient ce exprimă partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al ambreajului; m p este masa pieselor ce se încălzesc. Se consideră a fi m p  25 kg ;

c  500

J este căldura specifică a pieselor din oțel și fontă. kg  C

0,5  117745,15  9,05 C 500  25 Ambreiajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii dacă creșterea de temperatură la pornirea din loc este în limitele Δt=8…15 0C. Observăm că temperatura obținută se încadrează în limite. La ambreajele cu arcuri periferice, forța de apăsare normală este dată de forța totală a arcurilor de presiune dispuse echidistant pe periferia discului de presiune [4]. Numărul de arcuri se alege multiplu al numărului de pârghii de decuplare,multiplu de trei, ținându-se seama că forța dezvoltată de un arc să nu depășească 100 daN în cazul autocamioanelor grele. În general, numărul arcurilor de presiune periferice se adoptă în funcție de diametrul exterior al garniturilor de frecare conform tabelului 11.2 [2]. t 

Tabelul 11.2 Recomandări pentru alegerea numărului de arcuri de presiune

Se va adopta un număr de 3 pârghii de debreiere, astfel numărul arcurilor va fi 30. Efortul unitar de torsiune al arcurilor periferice este calculat cu relația [4]: 8  k  Dm  Qmax (11.12)   d3 Unde forța maximă este : Qmax  1,15...1,25  Q (11.13)

88

Q

 Mm z    i  Rmed

Q

1,7  1920,28  1097,82 N 30  0,3  2  0,1652

(11.14)

Qmax  1,2  1097,82  1317,38 N

Valorile pentru coeficientul de corecție sunt date în tabelul 11.3 [4]. Tabelul 11.3 Valori pentru coeficientul de corecție D/d 2,5 3 4 k 1,7 1,55 1,39

5 1,29

6 1,21

7 1,20

8 1,18

Diametrul necesar al sârmei de arc este dat de relația:

8  k  c  Qmax   a

d

(11.15)

Pentru arcurile de ambreaj rezistența admisibilă la torsiune  a  7000 daN / cm 2 [2].

D  5...8 [2]. d Se va opta pentru c=6, astfel k=1,21 (conform tab 11.3). Raportul dintre diameter se recomanda a fi: c 

8  1,21  6  131,738  0,58 cm  5,8 mm   7000 Diametrul pentru arcuri din sârmă trasă de oțel este prezentat în tab 11.4 extras din standard [2]. d

Tabelul 11.4 Valori standard pentru diametrul arcurilor din sârmă

Astfel arcurile vor fi confecționate din sârmă trasă din oțel carbon de calitate pentru arcuri cu diametrul final de 6 mm. Numărul de spire active al arcului este [4]:

n

Gd4 h 8  D 2  (Qmax  Q)

(11.16)

G este modulul de elasticitate transversal, pentru oțel G  800000daN / cm 2 h este cursa activă a arcului și se calculează: (11.17) h  s  i

unde:

89

Unde s este jocul la decuparea suprafețelor învecinate și are valori de [4]: s  0,5...0,75 la ambreajele monodisc; s  0,3...0,5 pentru ambreajele bidisc; h  0,7  2  1,4

800000  0,6 4  0,14 n  6,38  7 spire active 8  3,6 2  (131,728  109,782) Săgeata maximă a arcului la decuplarea ambreajului este dată de relația [4]:

f max

f max

8  Qmax  D 3  n  Gd4 8  131,728  3,6 3  7   3,31 mm 800000  0,6 4 Săgeata arcului în starea cuplată a ambreajului este dată de relația [4]:

8  Q  D3  n f  Gd4 8  109,782  3,6 3  7 f   2,76 mm 800000  0,6 4 Numărul total de spire este [4]: nt  n  2

(11.18)

(11.19)

(11.20)

nt  7  2  9 spire

Lungimea arcului în stare liberă se calculează cu relația [4]: H 0  nt  0,5  d  0,5  n  h  f

(11.21)

H 0  9  0,5  6  0,5  9  1,4  2,76  59,66 mm

Condiția de stabilitate a arcului la flambare: H0 3 D H 0 59,66   1,66  3 D 36 Uzura admisă garniturilor: U  1,5...2  i

(11.22)

(11.23)

U  1,5...2  2  3...4  3,5 mm Scăderea forței arcurilor în stare uzată: U Q  Q  f 3,5 Q  1097,82   1392,16 N 2,76 Coeficientul de siguranță al ambreajului uzat:   i  Rmed  (Q  Q) u  1 MM

u 

0,3  2  0,1652  (1453,82  1392,16)  1,52  1 1920,28 90

(11.24)

(11.25)

Tabelul 11.4 Dependenţa forţei de cuplare de săgeata arcului

f[mm] 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 Q[f] 0 3,97 7,94 11,90 15,87 19,84 23,81 27,78 31,75 35,71 f[mm] 1 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6 1,7 1,8 1,9 Q[f] 39,68 43,65 47,62 51,59 55,56 59,52 63,49 67,46 71,43 75,40 f[mm] 2 2,1 2,2 2,3 2,4 2,5 2,6 2,7 2,76 Q[f] 79,37 83,33 87,30 91,27 95,24 99,21 103,17 107,14 109,52

Fig 11.1 Dependenţa forţei de cuplare de săgeata arcului

11.5 Calculul părții conducătoare 11.5.1 Dimensionarea discului de presiune După cum s-a arătat discul de presiune este solidar la rotație cu volantul motorului având în același timp posibilitatea deplasării axiale. În cazul ambreajului monodisc legătura dintre discul de presiune și volant se face, în general, prin intermediul carcasei ambreajului. Asimilând discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei [4]: -raza exterioară: red  Re  (3...5)mm  215mm (11.26) -raza interioară: rid  Ri  (3...5)mm  105 mm

(11.27)

-înălțimea necesară a discului de presiune: hd 

L  c      t  (red2  rid2 )

(11.28)

În care: L  117745,15 J este lucrul mecanic pierdut prin frecare;

 =0,5 este coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic care se consumă pentru încălzirea piesei;

c  500

J este căldura specifică a piesei care se verifică; kg  C

  7.8g / cm 3 este masa specifică a discului de presiune; 91

Δt=9.050C este creșterea de temperatură; hd 

117745,15  0,5  15 mm 500    7,8  9,05  (215 2  105 2 )

11.5.2 Calculul elementelor de legătură În cazul ambreajului monodisc legătura dintre discul de presiune și volant se face prin intermediul unor reazeme de ghidare sau bolțuri de ghidare. La acestea se face doar o verificare la strivire a suprafețelor de legătură dintre disc și carcasă sau dintre disc și bolțuri.

Fig 11.2 Soluții de fixare între discul de presiune și carcasa ambreajului

La legătura prin bride,calculul cuprinde calculul niturilor de fixare a bridelor elastice de carcasă și respectiv de discul de presiune cu relațiile [4]:  Mm • pentru strivire:  s  (11.29) zd  g R d-diametrul nitului,d=10 mm z-numărul bridelor,z=16 g-grosimea bridei,g=5 mm R-raza medie de dispunere a bridelor,R=230 mm 1,7  1920,28 s   17,74 MPa 16  10  5  230 4 Mm • pentru forfecare:  f  z  d 4   R 4  1,7  1920,28 f   1,12 MPa 16  10 4    230

92

(11.30)

11.6 Calculul părții conduse 11.6.1 Calculul arborelui ambreajului Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiția de rezistență la solicitarea de torsiune determinată de acțiunea momentului motor.Diametrul de predimensionare este dat de relația [4]:

Di  3

 Mm 0,2   at

unde:  at  0,6 

(11.31)

c c

 120 MPa

(11.32)

1,7  1920,28  10 3 Di   51,42 mm 0,2  120 3

Fig 11.3 Elementele canelurii în evolventă [5]

Valoarea definitivă a diametrului urmează a fi determinată în funcție de dimensiunile standardizate ale arborilor canelați,de diametru Di determinat,reprezentând diametrul de fund necesar canelurilor adoptate.Astfel utilizând caneluri evolventice (STAS 6858-85),care pot prelua sarcini cu șoc, ce au fluxuri de puteri mari, se adoptă Di=df=53,6 mm.

Fig 11.4 Extras STAS 6858-85 [5]

93

11.6.2 Calculul îmbinării dintre butucul discului condus cu arborele ambreajului. Calculul îmbinării dintre arbore și butuc se face ăpentru strivire pe flancurile canelurilor cu relația: 2 MM (11.33) s  k  Dd  h  z  L în care: -k este coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri: k  1 D  Di 57,6  53,6 -Dd este diametrul mediu al canelurilor: Dd  e   55,6 mm 2 2 D  Di 57,6  53,6 -h este înălțimea portantă a canelurii: h  e   2 mm 2 2 -z este numărul de caneluri -L lungimea de îmbinare cu butucul discului condus

 s  1

2  1,7  1920,28  10 3  36,15 MPa 55,6  2  29  56

11.6.3 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar Pentru calculul arcurilor ce formează elementul elastic suplimentar, momentul limită care le solicită și care limitează rigiditatea lor minimă se consideră a fi momentul capabil atingerii limitei de aderență la roțile motoare ale automobilului dat de relația [4]: G    rd (11.34) M c  ad is1  i0 unde: - Gad este greutatea aderentă -φ=0,8 coeficientul de aderență -rd raza dinamică a roților 26000  9,81  0,8  0,2568 Mc   3465,53 Nm 3,46  4,37 Dacă Rmed este raza medie de dispunere a arcurilor și dacă se consideră că toate arcurile(z=numărul de arcuri) participă în mod egal la preluarea momentului de calcul,forța de calcul este [4]: Mc (11.35) Fc  z  Rmed unde: Mc = momentul arcurilor calculat mai sus Rmed = raza medie de dispunere a arcurilor ( Aleg Rmed = 75 mm ) z = numărul de arcuri ( Aleg z = 6 arcuri ) 3465,53 Fc   7701,18 N 6  0,075 Din condiția ca amplitudinea unghiulară pe care trebuie să o admită elementul elastic să se situeze în intervalul θ = ± ( 7 ... 10 )0 se obține pentru săgeata arcului,valoarea maximă [4]: f max  Rmed  sin   75  sin 8  10,44 mm (11.36) În continuare,calculul arcurilor se face având în vedere recomandările [4]: -indicele arcului c=4...5; -diametrul sârmei de arc d=2,5...4 mm; 94

-numărul total de spire nt