Universitatea “Politehnica” București Facultatea de Transporturi Departamentul Autovehicule Rutiere Disciplina: Transmisii pentru autovehicule – proiect TEMA NR. 16 Să se proiecteze transmisia mecanică (ambreiaj, schimbător de viteze) și un element suplimentar al transmisiei (arbore planetar, transmisie longitudinală, transmisie finală) la alegere pentru un automobil cu următoarele caracteristici: Tipul automobilului: autoturism; Caroseria: berlină; Viteza maximă în palier: Vmax= 225 km/h; Tipul motorului: MAS o Pmax=92 [kW], Mmax= 170 [Nm], o nP=5800 [rot/min], nM=4000 [rot/min] Soluția de organizare: clasică; Masa proprie: 1400 [kg] Numele și prenumele studentului: UȚĂ L. ANDREI Numele și prenumele îndrumătorului: As.drd.ing. DOBRE ALEXANDRU
Proiect Fac. Transporturi, Anul III, Transmisii pentru autovehicule. Universitatea Politehnica Bucuresti
Welcome message from author
This document is posted to help you gain knowledge. Please leave a comment to let me know what you think about it! Share it to your friends and learn new things together.
Transcript
Universitatea “Politehnica” BucureștiFacultatea de Transporturi
Departamentul Autovehicule Rutiere
Disciplina: Transmisii pentru autovehicule – proiect
TEMA NR. 16
Să se proiecteze transmisia mecanică (ambreiaj, schimbător de viteze) și un element
suplimentar al transmisiei (arbore planetar, transmisie longitudinală, transmisie finală) la alegere
pentru un automobil cu următoarele caracteristici:
Tipul automobilului: autoturism;
Caroseria: berlină;
Viteza maximă în palier: Vmax= 225 km/h;
Tipul motorului: MAS
o Pmax=92 [kW], Mmax= 170 [Nm],
o nP=5800 [rot/min], nM=4000 [rot/min]
Soluția de organizare: clasică;
Masa proprie: 1400 [kg]
Numele și prenumele studentului: UȚĂ L. ANDREI
Numele și prenumele îndrumătorului: As.drd.ing. DOBRE ALEXANDRU
Data primirii temei Semnături
21.10.2013 Student:
Îndrumător:
Pentru început, voi alege un automobil real ce are caracteristici similare cu cele din tema
de proiect. În urma căutărilor, am concluzionat că exemplul real de automobil cu cele mai
apropiate specificații tehnice de cele date este următorul:
BMW 316i 2008 (E90)
Figura 1. BMW 316i 2008
Caracteristici:
Pmax=89 [kW]
Mmax=160 [Nm]
nP=6000 [rot/min]
nM=4250 [rot/min]
Masa proprie: ma=1425 [kg]
Vmax = 210 [km/h]
Coeficient aerodinamic: Cx=0.26
Aria frontală: Af=2,17 [mp]
Jante și pneuri: 7Jx16” 205/55 R16 91H
Raport transmitere ultima treaptă: i6=0,85
Raport transmitere transmisie principală: i0=3,64
1. Determinarea caracteristicii de turație la sarcină totală.
Raportul de transmitere predeterminat având o valoare mai mică decât 7, putem afirma că
transmisia principala este simplă, cu o singură pereche de roți dințate aflate în angrenare.
În cazul transmisiei principale simple i0= ZcZp
(17)
Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinți,pornind de la valoarea predeterminată și de la schema cinematică a transmisiei principale.
Tabel 1. Numar minim de dinți Zp
i0 2,5 3 4 5 6-7 >7
zpmin 15* 12* 9 7 5 5
Pentru i0=3.71alegem Zp=9
Zc=i0∙ Z p=> Z¿c 1=33.39 dinți (18)
Se rotunjește Zc1=34 de dinti
Astfel,
i01=Zc 1
Z p
=349
=3.77 (19)
i02=Zc 2
Z p
=339
=3.66 (20)
i03=Zc 3
Z p
=359
=3.88 (21)
Verificare
a) Eroarea relativă a valorii efective față de cea predeterminată
ε i01=|i0 predet−i01|
i0 predet
∙ 100=|3.71−3.77|
3.77∙ 100=1.59 % (22)
ε i02=|i0 predet−i02|
i0 predet
∙ 100=|3.71−3.66|
3.71∙ 100=1.35 % (23)
ε i03=|i0 predet−i03|
i0 predet
∙ 100=|3.71−3.88|
3.71∙ 100=4.58 % (24)
Eroarea cea mai mică este cea corespunzătoare lui
i02=3,66
b) Calculul vitezei maxime și compararea valorilor cu cea prestabilită în tema de proiect
V max 1=0.377 ∙nVmax ∙ rr
i01 ∙iSVn
=0.377 ∙6380 ∙0.2954
3.77 ∙ 0.85=221.7[km/h] (25)
V max 2=0.377 ∙nVmax ∙ rr
i02 ∙iSVn
=0.377∙6380 ∙0.2954
3.66 ∙ 0.85=228.4[km/h] (26)
V max 3=0.377 ∙nVmax ∙ rr
i03 ∙i SVn
=0.377 ∙6380 ∙0.2954
3.88 ∙ 0.85=215.4[km/h] (27)
Viteza cea mai apropiată de cea prevăzută în tema de proiect este cea corespunzătoare lui
i02=3,66
Prez=∑ R ∙V
360=228 [KW] (28)
Prul=f ∙G a ∙V
360=0.018∙14250 ∙225
360=144 [KW] (29)
Pa=V ∙k ∙ A13 ∙ 360
∙V x2=225 ∙0.015925 ∙ 2,17
4680∙ 2252=84[KW] (30)
k=0,06125 ∙C x=0.015925 [daN ∙ s2 ∙ m−4 ] (31)
C x=0.26
A=2170000 [mm¿¿2]¿ (33)
ηt=Pr
P (34)
Pr 1=ηt ∙ P (35)
n=V ∙ i0 ∙ iSVn
0.377 ∙ rr
(36)
ηt=¿ 0.9
P= ηt ∙ Pmax ∙ [α 1∙nn p
+α2 ∙(nnp )2
+α 3 ∙( nn p )
3
¿ (37)
0 50 100 150 200 2500
20
40
60
80
100
120
Definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale
PrezP01P02P03P0
V[km/h]
P[kW]
Figura 2. Graficul puterilor corespunzătoare rapoartelor de transmitere și puterea rezistentă
Figura 3 Detaliu intersecția curbelor
3.Determinarea raportului de transmitere maxim al schimbătorului de viteze
De regula, raportul maxim de transmitere se realizeaza in prima treaptă a schimbatorului de viteze. Raportul de transmitere al primei trepte se poate determina din mai multe condiţii: urcarea rampei maxime, viteza minimă in palier pe drum modernizat, lucrul mecanic de frecare la patinarea ambreiajului la pornirea din loc şi din condiţia de pornire din loc în rampă şi cu remorcă.
3.1 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte , iSV 1, din conditia urcarii rampei maxime
Urcarea rampei maxime, pmax , se face cu viteză constantă, neglijând reyistenţa aerului, ca urmare a vitezei reduse de deplasare, şi cu motorul funcţionând la regimul de cuplu maxim. Din bilanţul de tracţiune rezultă:
is 1=ψmax ∙G a ∙ rr
M max ∙i0 ∙ ηt
(3.1)
în care rezistența specifică maximă a drumului se calculează cu relația:
Tabel 2 Parametrii necesari definitivării raportului de transmitere al transmisiei principale
deci :
ψmax=0.018 ∙ cos300+sin 300=0.5156 (3.3)
atunci
is 1=0.5156 ∙1400 ∙9.81 ∙ 0.2954
170 ∙3.66 ∙ 0,92=3.654
(3.4)
3.2 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte, iSV 1 ,din condiţia
deplasării cu viteză minimă in palier
Viteza minimă in palier se adoptă, in funcţie de categoria automobilului, între 3-10 km/h, valorile mai mici fiind pentru vehiculele comerciale, iar cele mai mari pentru autoturisme. Pentru aceasta se folosește relația:
is 1=0.377 ∙ rr ∙nmin
V min ∙ i0
(3.5)
Se consideră turația minimă nmin=1160 [rot/min]
is 1=0.377 ∙ 0.2954 ∙1160
10 ∙3.66=3.529 (3.6)
3.3 Determinarea lui , iSV 1din condiţia pornirii din loc a automobilului
La pornirea din loc, comanda ambreiajului este determinată pentru regimul de funcţionare a motorului termic, pentru valoarea lucrului mecanic de frecare la patinare a ambreiajului, pentru solicitarile dinamice ale transmisiei şi chiar pentru acceleraţia automobilului.
iSV 1=0.1255 ∙F ∙ma ∙ rr
i0 ∙ M am
=0.125 ∙14 ∙ 1400 ∙0.29543.66 ∙ 18
=7.78 (3.7)
3.4 Determinarea raportului de transmitere maxim din conditia de aderenţa
iSV 1 ≤iSφ=(φx+ f ) ∙ ZKφ ∙ rr
M max ∙ i0 ∙ ηt 1
(3.8)
Alegerea soluției constructive a schimbatorului de viteze
Transmisia (cutia de viteze) are rolul de a transforma cuplul si turatia arborelui cotit astfel incit sa se obtina forta de tractiune la roata necesara pornirii din loc a automobilului, atingerii vitezei maxime si a depasirii diferitelor obstacole si neregularitati ale drumului. Aceasta transformare este determinata de particularitatea variatiei cuplului oferit de motor. Principalul neajuns al motorului cu ardere interna folosit la automobile il constituie adaptabilitatea redusa la variatiile sarcinii externe, apreciata prin coeficientul de adaptabilitate, definit ca valoare a raportului dintre momentul motor maxim si momentul motorului la turatia de putere maxima si care este cuprins intre 1,15 – 1,25.
Printre cei mai importanti factori care afecteaza eficienta transmisiilor cu rapoarte fixe de transmitere il reprezinta schema cinematica adoptata, in ceea ce priveste numarul de perechi de roti dintate aflate in angrenare pentru transmiterea cuplului, turatiei si puterii, eficacitatea sistemului de ungere, precizia de fabricare a rotilor dintate si a celorlalte componente ale transmisiei. Cele mai intilnite solutii sint transmisiile cu 2 si 3 arbori.
Figura 4 – Schițe ale transmisiilor utilizate la autoturisme(a) – (d) transmisii cu 3 arbori, (e) – (h) transmisii cu 2 arbori
Deoarece soluția constructivă a autoturismului descris în tema de proiect, și anume soluția de organizară clasică, consider ca cea mai eficientă soluție din punct de vedere al eficienței, montării și al economiei de spațiu este soluția unei transmisii cu 3 arbori, montată longitudinal, în continuarea ambreiajului (de tipul exemplelor de mai sus, a,b,c,d).
4.Ambreiajul
Figura 6. Compunerea generală a ambreiajului
4.1. Momentul de calcul al ambreiajului
Pentru transmiterea de catre ambreiaj a momentului motor maxim fara patinare, pe toata durata de functionare este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului Mc sa fie mai mare decat momentul maxim al motorului. In acest scop se introduce in calcul un coeficient de siguranta β, care ia in consideratie acest lucru. Ca urmare, momentul de calcul al ambreiajului este dat de urmatoarea relatie:
M c=β ∙ M max , (4.1)
undeβ este coeficientul de siguranță al ambreiajului.
Pentru a evita patinarea ambreiajului, trebuie ca si dupa uzura garniturilor de frecare, coeficientul de siguranta sa indeplineasca conditia β ≥ 1.
Se alege β=1.8
M c=1.8 ∙170=306 [Nm] (4.2)
1-Volant
2-Parte conducătoare (Placă de presiune)
3-Parte condusă – Disc ambreiaj
4-Manșon decuplare
5-Furcă
6-Dispozitiv extern de comandă
4.2. Diametrul discului
D=2 Re=2.5 ∙3√ M c
π ⋅ p0 ⋅μ ⋅ i=2.5 ∙ 3√ 306000
π ⋅ 0.20 ⋅0.3 ⋅2=233,204 [mm ] (4.3)
unde:
presiunea de contact p0=0.20 Mpa;
coeficientul de frecare µ=0.3;
numărul suprafeţelor de frecare i=2;
raza exterioară a garniturii de frecare Re.
De 150 160 180200
225 250 280300
305 310 325 350
Di 100 110 125130
150 155 165 175 185 195
g 2,5…3,5 3,5 3,5; 4,0
Tabelul 2.1. Standardizarea dimensiunuilor garniturilor de frecare conform STAS 7793-83
Se standardizează De=250¿] Re=125 [mm ]
Di=155 [mm] Ri=77,5 [mm]
4.3. Forța de apasare pe disc
F=M c
Rm∙ μ ∙i
(4.4)
Rm=23
∙Re
3−Ri3
Re2−Ri
2 =103,1[mm] (4.5)
F= 306000103,1∙ 0.3 ∙2
=494 , 66 [N ] (4.6)
4.5. Lucrul mecanic de patinare
L=π2 ∙n0
2
1800∙
I p
(1− M p
M c)+(1−
M m
M c
)∙I p
I m
(4.7)
I p=ma ∙rr
2
it2 (4.8)
ma=1400+5∙ 75=1775 [kg] (4.9)
it=i0 ∙ iSV 1=3.66∗3.654=13.37 (4.10)
I p=1775 ∙0.29542
13.372 =0.866 (4.11)
n0=1500+nM
3=2833.33 (4.12)
Momentul de inerție al maselor mobile ale motorului și ale părții conducătoare a ambreiajului reduse la axa arborelui cotit:
`
ωm=π∗n p
30=607.374 (4.13)
I m=ψm∙ M max
ωm2 =0.155 (4.14)
unde ψm=(200. .300)
Momentul rezistent la roată, redus la arborele ambreiajului:
M p=ψ ∙ Ga ∙r r
ηt ∙it
=0.1∙ 1400 ∙9.81 ∙0.29540.92 ∙13.37
=32.98
(4.15)
L=π2 ∙2833.332
1800∙
0.866
(1−32.98306 )+(1−170
306) ∙
0.866607.374
=42690
(4.16)
Ls=L
A' ∙i=212589.619
22089.32 ∙2=0.706
(4.17)
A'= π4
∙ (De2−Di
2 )=30220 (4.18)
Δt= γ∗Lmca∗c
=0,5∗426903∗481,16
=14,23 ≤ Δt lim ¿=15 ¿[°C] (4.19)
5. Calculul p ărților conducătoare și conduse ale sistemului de ambreiaj
5.1 Calculul părții conducătoare
Această etapă cuprinde calculul discului de presiune și al elementelor de fixare ale discului de presiune de carcasa ambreiajului, în cazul de față, a bridelor elastice.
5.1.1. Dimensionarea discului de presiune
Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcurilor pe suprafața de frecare, componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri și eventuale pârghii de debreiere și masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului.
red=Re+(3 …5 )=125+4=129¿mm] (5.1)
rid=R i−(3…5 )=77.5−4,5=73[mm] (5.2)
hd=L∗α
c∗π∗ρ∗∆ t∗(r ed2 −rid
2 )= 42690∗0.5
500∗3.14∗7200∗14.23∗(1292−732)=11.72 [ mm ]
hd=12[mm] (5.3)
5.1.2. Calculul elementelor de legătură
Legăturile permanente ale discului de presiune sunt cu carcasa ambreiajului, de la care primește momentul de torsiune al motorului. Această legătură trebuie să asiguri, în faza rigidizării în rotație a pieselor, și mobilități relative axiale necesare cuplării, decuplării și compensării uzurii garniturilor. În figura următoare sunt prezentate trei soluții constructive:
La fixarea prin bride, calculul cuprinde calcului niturilor de fixare a bridelor elastice de carcasă și respectiv de discul de presiune, cu relațiile:
-Pentru strivire:
σ s=M a
z∗A s∗R=
M C
z∗d∗g∗R= 306000
3∗3∗5∗120=56.66 [ MPa] (5.4)
-Pentru forfecare:
τ f=M a
z∗A f∗R=
4∗M C
z∗d4∗π∗R= 4∗306000
3∗34∗π∗120=13.36 [MPa ] (5.5)
,unde A s=d∗g este aria de strivire; A f=π∗d2
4 este aria de forfecare; d este diametrul
nitului; g este grosimea bridei; R este raza medie de dispunere a bridelor, iar z este numărul bridelor.
Figura 5.1.1. Soluții de fixare între discul de presiune și carcasa ambreiajului:
a) fixare prin umăr; b) fixare prin canelură; c) fixare prin bride
Parametrii constructivi ai elementelor de legătura, precum dimensiunile și numărul bridelor au fost alese în conformitate cu cele prezente la modelul similar de autovehicul, și anume BMW 316i.
5.2. Calculul părții conduse
5.2.1 Calculul arborelui ambreiajului
Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiția de rezistență la solicitarea de torsiune determinată de acțiunea momentului motor, diametrul de predimensionare fiind dat de relația:
Di=3√ M c
0,2∗τat
=3√ 3060000,2∗100
=24.82[mm] (5.6)
Di=25 [mm]
τ at=1000 ÷ 1200=110 [ MPa]
,unde τ at reprezentând efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune. Valoarea definitivă a diametrului urmează a fi determinată în funcție de dimensiunile standardizate ale arborilor canelați, de diametrul Di determinat, reprezentând diametrul de fund necesar canelurilor adoptate. Se utilizează canelurile triunghiulare (STAS 7346-83), care pot prelua sarcini și cu șoc, centrarea realizându-se pe flancuri.
În contiunuare, voi enumare dimensiunile standardizate ale canelurilor triunghiulare corespunzătoare arborelui predimensionat anterior, așa cum sunt prezentate în standardul STAS 7346-83:
D=28 [mm ]d=26 [ mm ] p=2.334 [ mm ]z=35 [ caneluri ]da 1=28 [ mm ] , da 2=24.6 [mm]
d f 1=24.55 [ mm ] , d f 2=27.94 [mm]r1=0.3 [mm ] , r2=0.9[mm]
unde :
D=diametrulde capal arborelui,
Fig 5.1.2 Sistem ambreiaj BMW 316i
da 1 , da 2=diametre decap ale arborelui ,respectiv butucului ,
d=diametrulde divizare ,p=pasul de divizare ,z=numărul decaneluri ,r=razade racordarela piciorul ca nelurii(arbore , butuc),d f 1 , d f 2=diametre de picior ale arborelui ,respectiv butucului
5.2.2. Calculul îmbinării dintre butucul discului condus și arborele ambreiajului
Această îmbinare este supusă la strivire pe flancurile canelurilor, iar relația de calcul este:
σ s=k∗2∗M c
Dm∗h∗z∗L= 2∗2∗306000
26∗1.6∗35∗30=29,89 ≤ σas=30[ MPa] (5.7)
în care: k este coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri ( k=1/0,5 pentru caneluri triunghiulare); Dm este diametrul mediu al canelurilor, h este înălțimea portantă a canelurii; z – numărul de caneluri; L – lungimea de îmbinare cu butucul discului condus.
Totodată, canelurile sunt solicitate pe flancul lor și la forfecare, după cum urmează:
Pentru calculul acestor arcuri, momentul limită la care sunt solicitate și care limitează rigiditatea lor minimă se consideră a fi momentul capabil atingerii limitei de aderență la roțile motoare ale automobilului dat de relația:
M e=G ad∗φ∗rr
isv1∗i0∗ηt
=1775∗9.81∗0.8∗0.29543.66∗3.654∗0.92
=334.45 [Nm ] (5.9)
Dacă se consideră că toate cele z arcuri participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forța de calcul este:
F c=M e
z∗Rmed
=334 456∗50
=1114.83[N ] (5.10)
Capetele arcurilor se spijină în ferestre executate în disc şi în butuc. Lungimea ferestrei lf
se face mai mică cu 15..20% , astfel încât la montare arcurile se pretensionează.Pentru dimensiunile ferestrelor se recomandă următoarele dimensiuni: lf=25..27 mm, Re
=40..60 mm, a=1.4..1.6 mm, înclinarea capetelor 1..1.50.
τ et=M e
π∗D3
16
∗k s≤ τ et a=800÷ 1000 [MPa ]
(5.11)
ns=G∗d4
8∗Dm3∗k 1
=¿ (5.12)
k s=4 c−1
4 (c−1 )+ 0.615
c=1.35
c=4 ÷ 5=4.5d=2.5÷ 4=3.5[mm]
C=Dm
dn0=[ns+ (1.5÷ 2 )]≤ 6
k 1=6.5 ÷10=8[daN/mm] [3]
5.3. Calculul arcului diafragmă
Elementele geometrice ale unui arc diafragmă sunt prezentate în figura 5.3.1. Forțele care solicită arcul diafragmă în cele două situații de rezemare care apar în timpul funcționării ambreiajului sunt prezentate în figura 5.3.2.
Se consideră că arcul diafragmă prezintă două elemente funcționale reunite într-o singură piesă: partea tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune și lamelele, care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc, cu rolul de pârghii de debreiere.
Fig. 5.3.1 Construcția arcului diafragmă
Fig. 5.3.2 Forțele care acționează asupra ambreiajuluia) starea ambreiat; b) starea debreiat
Deformarea arcului disc prin intermediul lamelelor se expilcă pe modelul constructiv din figura 5.3.3, unde cele două elemente componente ale arcului diafragmă, arcul disc și pârghiile, sunt prezentate separat. Configurația pârghiilor a fost aleasă, încât rezemarea arcului disc se face pe circumferințele cu diametrele d1 și d2 ca în cazul clasic de solicitare a arcului disc, iar articulațiile pe care oscilează pârghiile se găsesc pe circumferință cu diametrul d2, respectiv d3.
Modelul constructiv îndeplinește în ambreiaj același rol funcțional ca și arcul diafragmă. Acest model poate fi folosit pentru calculul arcului diafragmă, utilizând principiul suprapunerii efectelor produse în cele două elemente componente: arcul disc și pârghiile de debreiere.
Arcul diafragmă are următoarele dimensiuni:
-înălțimea totală a arcului H;-înălțimea arcului h=5 [mm];-grosimea arcului S=3 [mm];-diametrul de așezare d2=180 [mm];-diametrul exterior d1=258 [mm];;-diametrul interior d3=35 [mm];;-numărul de pârghii z=18
Solicitările maxime obținute în arc sunt următoarele:-în arc momentul radial M1 dat de forțele F,Q și tăietoarea T1:
M 1=F2∗( d1−d2 )=495,66
2∗(258−180 )=19,33[ Nm] (5.13)
-în pârghii momentul încovoietor M2 și forța tăietoare T2:
M 2=F2∗( d2−d1 )=26.02 [Nm ] (5.14)
Coeficienții de formă:
k 1=
1π∗(1−d2
d1)
2
d1+d2
d1−d2
− 2
lnd1
d2
=0,483(5.15)
k 2=6
π∗lnd1
d2
∗(d1
d2
−1
lnd1
d2
−1)=1,079 (5.16)
Fig. 5.3.3 Model constructiv al arcului diafragmă
k 3=3
π∗lnd1
d2
∗( d1
d2
−1)=1,147(5.17)
Calculul de rezisență al arcului se face pentru eforturile σ t max folosind relația:
σ t max=4∗E∗f
(1−μ2 )∗k1∗d12∗[k2∗(h− f
2 )+k3∗s]=0.881[ MPa] (5.18)
unde μ este coeficientul lui Poisson, E este modulul de elasticitate al materialului, f este deformația arcului în dreptul diametrului d2, iar S este grosimea discului.
E=2.1∗105
μ=3Pentru calculul deformaţiilor ȋn timpul debreierii se folosesc următoarele relaţii:
q=q1+q2
unde:
q1=f ⋅d2−d3
d1−d2
=5 ⋅ 175−50250−175
=9.29 mm (5.19)
q2=ψ ⋅Q ⋅(d2−d3)
3
24 ⋅ z ⋅E ⋅ I=
1.315 ⋅417 ⋅(175−50)3
24 ⋅ 18⋅21000 ⋅6.667=8.19 mm (5.20)
unde s-au considerat:- coeficient de formă al lamelei Ψ=1.315;- numărul de pârghii z=18;
- momentul de inerţie al secţiunii lamelei I=b ⋅s3
12=10 ∙ 23
12=22.5 mm4
Atunci deformaţia ȋn timpul debreierii este: q=q1+q2=9.29+8.19=17.48 mm
Deformația arcului se calculează cu relația:
F= 4∗E∗S∗f
(1−μ2 )∗k1∗d12∗[ (h−f )∗(h− f
2 )+S2]Aceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului ȋn timpul cuplării. Pentru trasarea
acestei caracteristici deformaţia arcului se va varia de la 0 până la 1.7h. Datele se vor centraliza ȋn tabelul 5.3.4, şi se va trasa caracteristica elastică a arcului reprezentată de figura 5.3.5.
Fig. 5.3.5 Caracteristica elastică a arcului diafragmă
5.4. Calculul sistemului de acționare al ambreiajului
Acest calcul se face în scopul determinării parametrilor acestuia în condițiile în care forța de acționare exercitată de conducător asupra pedalei ambreiajului și cursa pedalei trebuie să se situeze în limite ergonomice. Calculul se desfășoară în două etape, prima fiind cea de dimensionare cinematică a sistemelor de comandă. Următoarea etapă, după dimensionare cuprinde calculul de rezistență, când în funcție de mărimile de intrare ăn sistem – forța la pedală și caracteristicile cinematice ale sistemului se determină forțele și momentele din elementele
f [mm] F[N]0 0
0.5 148.80251 264.5378
1.5 350.882 411.5033
2.5 450.08173 470.2895
3.5 475.80074 470.2895
4.5 457.435 440.8964
5.5 424.36286 411.5033
6.5 405.99217 411.5033
7.5 431.7118 470.2895
Fig. 5.3.4 Deformația arcului în funcție de forță
componente, se identifică solicitările și se efectuează calculele după metodele de calcul al organelor de mașini.
Din punct de vedere al forțelor necesare acționării, al eficienței și al randamentului, am ales sistemul de acționare hidraulică a ambreiajului.
În acest caz, sistemul este alcătuit dintr-o parte mecanică și o parte hidraulică. Partea mecanică este caracterizată prin raportul de transmitere mecanic, im, definit conform relației:
im=
ab∗c
d∗e
f=¿
(5.21)
Forța necesară ce trebuie dezvoltată de tija pistonului din cilindrul receptor este dată de relația:
F2=
Fm∗d
c∗e
f=¿
(5.22)
,unde Fm este forța necesarp la manșon pentru realizarea decuplării ambreiajului.Forța de apăsare asupra pistonului din cilindrul pompei centrale este:
F1=F p∗a
b=¿ (5.23)
,unde F peste forța de apăsare asupra pedalei.
Presiunea de lucru fiind redusă, se poate neglija deformația conductelor, iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de pistonul cilindrului receptor. Considerând aceste ipoteze, conform principiului lui Pascal, putem scrie:
F2
F1
=Dc
2
Dp2 =ih=¿ (5.21)
unde ih este raportul de transmitere al părții hidraulice. Se obține astfel:
Fig 5.4.1 Sistem hidraulic de acționare a ambreiajului
F p=Fm
im∗ih∗ηa
=¿ (5.22)
unde ηa=0,98
Cunoscând cursa totală a manşonului rulmentului de presiune, se determină cursa cilindrului receptor cu relaţia:
s2=sm∙cd
(5.23)
ȋn care sm=sl⋅ jd ∙i p ∙i (5.24) unde:
sl – cursa liberă a manşonului sl=2..4 mm;j d - jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafeţe de frecare pentru o
decuplare completă a ambreiajului;i p – raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere; i – numărul suprfeţelor de frecare.
Se adoptă: sl=3 mm, j d=0.7 mm, i p=1.5, i=2.
Rezultă sm=sl⋅ jd ∙i p ∙i=3∙ 0.7 ∙ 1.5 ∙2=6.3 mm
Se poate calcula cursa cilindrului receptor: s2=sm∙cd=6.3∙ 2=12.6 mm cu
cd=2 .
Cunoscând cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ ȋn cilindrul receptor:
V 2=s2 ∙π ⋅d2
2
4 (5.25)
Se adoptă un diametru al cilindrului receptor ca fiind d2=30 mm.
Atunci rezultă: V 2=s2 ∙π ⋅d2
2
4=12.6 ⋅ π ⋅302
4=8907 mm3 .
Deoarece presiunea de lucru este redusă şi conductele de legătură dintre cilindri au lungime redusă, se poate considera că volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul de lichid genrat de pistonul pompei receptoare, V1=V2.
Pe baza acestei ipoteze se calculează cursa cilindrului pompei centrale cu relaţia:
s1=4 ⋅V 2
π ⋅ d12 (5.30)
Alegem un raport dintre d2
d1
=2⇒ d1=d2
2=30
2=15 mm.
Cu acesta rezultă: s1=4 ⋅V 2
π ⋅ d12 =
4 ∙ 8907π ⋅152 =50 mm.
Cursa totală a pedalei Sp a ambreiajului este:
Sp=s1⋅ab
≤150. .180 mm (5.31)
Se adoptă ab=2.5, rezultă Sp=s1⋅
ab=50 ⋅2.5=125 mm<150 …180 mm .
Forţa la pedală nu trebuie să depăşească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce la obosirea excesivă a conducătorului auto.
Forţa la pedală este: F p=F
im ∙ ih ∙ ηa
= 850010⋅ 4 ⋅0.98
=197 N=19.7 daN<20 daN
unde s-au considerat- raportul de transmitere mecanic im=10;
- raportul de transmitere hidraulic ih=4;
- randamentul sistemului hidraulic ηa=0.98.
6. Schimb ătorul de viteze
Schimbătorul (cutia) de viteze realizează, prin valori diferite ale rapoartelor de transmitere, numite trepte de viteză, acordarea posibilităților energetice ale motorului la cerințele energetice ale automobilului în mișcare, cu asigurarea unor performanțe dinamice, de consum de combustibil și de poluare cât mai bune. Aceast subansamblu, a cărei necesitate este determinată de incapacitatea motorului de a satisface diversitatea condițiilor de autopropulsare, îndeplinește următoarele funții:
- schimbarea raportului de transmitere;- inversarea sensului de mers al automobilului- decuplarea motorului termic de roțile motoare (realizarea punctului mort)
În scopul asigurării unei bune adaptabilități a automobilului la condițiile concrete de deplasarea, cutia de viteze trebuie să răspunde unei serii de cerințe, cum ar fi:
- să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoarte de transmitere de mărimi corespunzătoare asigurării unei utilizări raționale a puterii motorului, în condițiile unor performanțe dinamice, economice și de poluare optime;
- construcția să fie simplă, robustă, ușoară, cu un randament mecanic cât mai mare;- să fie sigură în exploatare, ușor de întreținut, cu manevrare simplă, precisă și ușoară;
- să prezinte o gamă largă de utilizare.
Soluția de organizare a automobilului din tema de proiect fiind cea clasică și anume puntea spate este cea motoarea, iar motorul este dispus longitudinal, amplasat deasupra punții din față, schimbătorul de viteze adecvat acestei soluții este cel cu trei arbori, dispus longitudinal.