proiectarea unui autobuz interurban

TEMA PROIECTULUI

Sa se efectueze proiectarea generala, functionala privind dinamica tractiunii si ambreiajul pentru un automobil avand urmatoarele caracteristici:

- Tipul automobilului: autobuz interurban

- Numar locuri: 34+1

- Viteza maxima constructiva: 145km/h

- Tip motor: MAC

- Tractiune: 4X2

- Panta maxima: 32%

Cap 1. ANALIZA MODELELOR SIMILARE DE AUTOVEHICULE. STABILIREA TIPULUI DE AUTOVEHICUL CE SE VA PROIECTA

1.1. ALEGEREA MODELELOR SIMILARE

Nr.Crt.

Model Nr. Locuri Viteza maxima(km/h)

1. SETRA S411HD Maxim 37+1

100 limitata electr.

2. ISUZU TURQUOISE TURISTIC Q-BUS 31

32+1 100 limitata electr.

3. Güleryüz Cobra Gl9 Luxury Bus

34+1+1 Panta maxima 27%,Viteza maxima 130km/h

4. BMC 850 TBX 34+1 Viteza maxima 109 km/h, panta maxima 40%

5. BMC750 TBX 27+1 Viteza maxima 109 km/h, panta maxima 45%

6. Güleryüz Cobra GM 220 Commuter Bus

37+1 Panta maxima 25%,Viteza maxima 120km/h

7. Volvo 8700 Low EntryIntercity Bus

37+1 Viteza maxima 140km/h

Tab.1. Modele similare

Au fost alese 7 modele de autobuze interurbane, dintr-o gama diversa de constructori, cu diverse motorizari si constructii diferite, dar care se incadreaza cerintelor temei.

Astfel, numarul de locuri variaza intre 37+1 (SETRA S411HD,GULERYUZ COBRA, VOLVO 8700) si 27+1 (BMC750 TBX).Viteza maxima constructiva a modelelor alese variaza intre 140 km/h pt. modelul Volvo 8700 care beneficiaza si de cel mai mare motor, de 12000cc, si 100km/h, viteza limitata electronic pentru alte modele.

1.2 ANALIZA PARTICULARITATILOR CONSTRUCTIVE ALE MODELELOR SIMILARE

Nr.Crt.

Model CapacitateCilindrica(cc)/motor

Tip transmisie

Sistem de racire

Frane fata / spate

Suspensie fata/ spate

Nr. Locuri Pneuri

1. SETRA S411HD

11950 /6V euro 4

MB GO, 6 trepte, manuala

Cu apa, sub presiune, cu termostat

DiscVentilat fata spate

Pneumatica/pneumatica

Maxim 37+1

295/80R22.5

2. ISUZU TURQOISE TURISTIC Q-BUS 31

5193 / 4 linie euro 4

Mecanica, sincronizata, 6+1 trepte

Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat

Disc ventilat SIMPLEX/ tambur si saboti

Mecanica, arcuri cu foi, amortizoare hidraulice, bara stab/ Mixta, pneumatica, amortizoare hidraulice, bara stab.

32+1 235/75R 17.5


6871/6 linieEuro 4

Voith 6+1 Automata

Cu apa, cu termostat, sub presiune

Frana de serviciu pe aer discuri fata spate

2 perne de aer + 4 amortizoare, bara stabilizatoare /4 perne de aer + 4 amortizoare

34+1+1 275/70R22.5

4. BMC 850 TBX

6700 /6 linieEuro 4

ZF 6 S 890-0VD manuala, 6+1 trepte

Cu apa Frana de serviciu pe aer, disc fata spate, frana de parcare cu arcuri pretens.

Pneumatica cu 2 perne si 4 amortizoare / pneumatica cu 4 perne si 4 amortizoare , bara antiruliu fata spate

34+1 245/70 R19.5

5. BMC750 TBX

4500 /4 linieEuro 4

ZF 6 S 890-0VD manuala, 6+1 trepte

Cu apa Frana de serviciu pe aer, disc fata spate, frana de parcare cu arcuri pretens.

Arcuri cu foi parabolice + amortizoare telescopice, bara antiruliu /arcuri parabolice + 2 perne + amotizoare , bara antiruliu

27+1 245/70 R19.5


6870/6 linieEuro 2

ZF 6S 1000B06+1 trepte manuala

Cu apa, cu termostat, sub presiune

Frana de serviciu pe aer discuri fata spate

2 perne de aer + 4 amortizoare, bara stab /4 perne de aer + 4 amortizoare

37+1 275/70R22.5


12000 /6 cilindri Euro 5

Volvo I-Shift 12 trepte automata

Cu apa Frane pe disc

Independenta / perne de aer

37+1 295/80R22.5

Tab.2. Analiza parametrilor constructivi ale modelelor similare

1.3 ANALIZA PRINCIPALILOR PARAMETRI AI DIMENSIUNII EXTERIOARE

Nr.Crt.

Model Lungime(mm)

Latime(mm)

Inaltime(mm)

Ampatament (mm)

Consola fata (mm)

Consola spate (mm)

Ecartament fata (mm)

Ecartament spate (mm)

Garda la sol

1. SETRA S411HD

10160 2550 3760 4985 2215 2960 1850 1690 300


7670 2300 3330 3815 1605 2220 1904 1650 270


9120 2410 3335 4820 1904 1791 1888 1787 280

4. BMC 850 TBX 8785 2400 3300 4150 1975 2660 1866 1755 340

5. BMC 750 TBX 7410 2390 3310 3700 1560 2150 1910 1755 3106. Güleryüz

Cobra GM 220 Commuter Bus

10250 2500 2940 4840 1968 1840 1840 1680 260


12000 2250 3083 5950 2850 3200 1850 1695 300

Tab.3. Analiza principalilor parametrii ai dimensiunii exterioare

Fig.1. Analiza principalilor parametrii ai dimensiunii exterioare

Dimensiunile principale ale autobuzelor alese sunt foarte variate, deoarece acestea difera foarte mult datorita numarului de locuri, amplasarii scaunelor si a altor factori.

Autobuzul Volvo 8700 este de departe cel mai lung dintre modelele alese, cu o lungime de 12000mm si un ampatament de 5950 mm, fiind si modelul cu cel mai mare numar de locuri, urmat de SETRA S411HD si GULERYUZ COBRA.

In afara de modelul VOLVO 8700 care are o cutie de viteze automata cu 12 trepte, celelalte modele au cutii manuale sau automte cu 6+1 trepte.

1.4 ANALIZA PARAMETRILOR MASICI

Nr.Crt.

Model Masa proprie [kg]

Sarcina utila [kg]

Masa totala [kg] Coeficient de tara

1. SETRA S411HD 10530 4670 15200 2.252. ISUZU TURQOISE

TURISTIC Q-BUS 31

7500 3300 10800 2.27


9460 4640 14100 2.03

4. BMC 850 TBX 9700 2800 12700 3.46

5. BMC 750 TBX 9500 2220 11720 4.276. Güleryüz Cobra

GM 220 Commuter Bus

10800 5000 15800 2.16

7. Volvo 8700 Low 13100 5300 18400 2.47

EntryIntercity Bus

Tab.4. Analiza parametrilor masici

Fig.2. Analiza parametrilor masici- masa proprie, sarcina utila si masa totala

Fig.3. Analiza parametrilor masici- coeficientul de tara

Ca si parametrii dimensionali, parametrii masici ai autobuzelor alese variaza in functie de producator insa au valori asemanatoare. Astfel masa proprie este mai mare de 7000 de kg pentru toate cele alese, si ajunge la o medie de 8800 de kg.

Sarcina utila difera in functie de model, avand valori cuprinse intre 2200 si 5300 de kg.

Modelul cu cea mai mare masa proprie este VOLVO 8700, datorita masivului motor de 12000cc si a cutiei de viteze cu 12 trepte.De asemenea este si cel mai voluminos dintre cele 7 modele alese, avand si sarcina utila cea mai mare si implicit cel mai mare numar de locuri.

1.5ANALIZA PARAMETRILOR ENERGETICI

Nr.Crt.

Model Cilindree (cc)

Numar cilindri

Putere maxima (kW)

Turatia la putere maxima (rot/min)

Cuplu maxim (Nm)

Turatia la cuplu maxim (rot/min)

Puterea specifica (W/kg)

1. SETRA S411HD

11950 V6 300 2800 1900 1080 19.73

2. ISUZU TURQOISE TURISTIC

5193 4L 140 2600 513 2600 12.96

Q-BUS 313. Güleryüz

Cobra Gl9 Luxury Bus

6871 6L 176 2400 925 1800 12.48

4. BMC 850 TBX 6700 6L 165 2500 850 1500 12.99

5. BMC 750 TBX 4500 4L 118 1500 600 1500 10.06


6870 6L 162 2400 825 1700 10.25


12000 6L 186 1800 1250 1400 10.10

Tab.5. Analiza parametrilor energetici

Fig.4. Analiza parametrilor energetici - cilindreea

Cilindreele variaza in functie de model, datorita tipurilor diferite de motoare, numarului de cilindrii ai motoarelor. Astfel maximul se inregistreaza pentru motorul V6 al autobuzului Volvo 8700, iar minimul de 4,5 L pentru BMC 750 TBX.Modelul cel mai puternic este SETRA S411HD cu o putere maxima de 300kW iar cel mai slab este BMC 850 TBX cu 118 kw.

Fig.5. Analiza parametrilor energetici – cuplu maxim

Cuplul maxim apare la autobuzul cu puterea cea mai mare, adica SETRA S411 HD, iar minimul pentru autobuzul ISUZU TURQOISE care are un motor cu doar 4 cilindri in linie.

Fig.6. Analiza parametrilor energetici – turatia la putere maxima si turatia la cuplu maxim

Turatiile motoarelor nu depasesc un maxim de 2800 de rpm datorita tipului de motor, acestea fiind diesel.

Fig.7. Analiza parametrilor energetici – puterea maxima si puterea specifica

unde P reprezinta puterea maxima a autovehiculului, iar Ma masa totala a sa.

Puterea maxima o are motorul autobuzuli SETRA S411 HD, deoarece acesta este unul foarte performant si datorita dispunerii motorului, 6 cilindri in V si a cilindreei de aproape 12000 cc.

Puterea cea mai mica o are modelul BMC 750 TBX deoarece are un motor de doar 4500cc, cu 4 cilindri dispusi in linie.

1.6STABILIREA TIPULUI DE AUTOMOBIL CE SE VA PROIECTA

Se va proiecta un autobuz interurban cu 34+1 locuri, motorizare Diesel, tractiune spate, viteza maxima constructiva 145 km/h, capacitate cilindrica 6.7-6.9L, transmisie manuala cu 6+1 trepte, panta maxima 37%.

2 STUDIUL ORGANIZARII GENERALE SI A FORMEI CONSTRUCTIVE A AUTOMOBILULUI IMPUS PRIN TEMA

2.3DETERMINAREA PRINCIPALILOR PARAMETRI DIMENSIONALI SI MASICI AI AUTOMOBILULUI PRECUM SI A SUBANSANSAMBLELOR ACESTUIA

Determinarea parametrilor dimensionali si masici ai autovehiculului se va face prin metoda intervalului de incredere.

Etapele metodei intervalului de incredere:

a) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametrul xj:

, in care xj este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j, iar Nms este numarul de modele similare la care se cunoaste valoarea parametrului x.

b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv:

c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv:

d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii

, k=Nms-1

(2.1.5)

e) Alegerea valorii parametrului din interval

2.3.1 DETERMINAREA PRINCIPALILOR PARAMETRI AI DIMENSIUNII EXTERIOARE

ParametruValori

xj

[mm]

Valoare medie [mm]

Abaterea medie

patraticaSx[mm]

Coeficientul de variatie a

valorilorCvx

Intervalul de incredere

Ix

xales

[mm]

Lungimea totala

101607670912087857410

1025012000

9342 4137 44 7858-10826 10000 1483 657

Latimea

2550230024102400239025002250

2400 140 4.34 2303-2596 2578 196 178

Inaltimea 3760333033353300

3294 255 7.74 3058-3529 3057 255 247

331029403083

Ampatament

4985381548204150370048405950

4608 785 17.05 3881-5335 4672 726 64

Consola fata

2215160519041975156019682850

2011 433.6 21.56 1609-2452 2426 441 415

Consola spate

2960222017912660215018403200

2403 547 22.79 1896-2909 2904 506.65 506

Ecartament fata

1850190418881866191018401850

1872 28 1.5 1846-1898 1880 26 7.42

Ecartament spate

1690165017871755175516801695

1716 49.75 2.89 1669-1762 1750 46.01 34

Garda la sol

300270280340310260300

294.28 26.69 9.17 269-379 300 24.96 5.79

Tab.6. Determinarea principalilor parametri ai dimensiunii exterioare

S-a folosit metoda intervalului de incredere si s-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta:

Lungimea totala: 10000 mm

Latimea: 2450 mm

Inaltimea: 3057 mm

Ampatamentul: 4672 mm

Consola fata: 2426 mm

Consola spate: 2904 mm

Ecartament fata: 1880 mm

Ecartament spate: 1750 mm

Garda la sol: 300 mm

2.3.2 DETERMINAREA PRINCIPALILOR PARAMETRI MASICI

ParametruValori

xj

[kg]

Valoare medie

[kg]

Abaterea medie

patraticaSx[kg]


valorilorCvx


Ix

xales

[kg]

Masa proprie 105307500

10084 1701 16.86 8510-11657 10500 1573 415

946097009500

1080013100

Sarcina utila

4670330046402800222050005300

3990 1200 30.08 2879-5100 5000 1110 1010

Masa maxima autorizata a vehiculului

15200108001410012700117201580018400

14102 2617 18.55 11682-16523 15500 2420 1397

Coeficient de tara

2.252.272.033.464.272.162.47

2.7 0.83 31.05 1.92-3.47 2.1 0.77 0.6

Tab.7. Determinarea principalilor parametrii masici

S-a folosit metoda intervalului de incredere si s-au ales urmatoarele valori pentru

automobilul ce se va proiecta:

Masa proprie: 10500 kg

Sarcina utila: 5000 kg

Masa maxima autorizata a autovehiculului: 15500 kg

Rezulta pentru automobilul ce se va proiecta un coeficient de tara de 2.1

2.1.3 DETERMINAREA PRINCIPALILOR PARAMETRI MASICI SI DIMENSIONALI AI PRINCIPALELOR SUBANSAMBLE CE COMPUN AUTOVEHICULUL IMPUS PRIN TEMA

In tabelul de mai jos sunt prezentati principalii parametri masici si dimensionali ai

principalelor subansamble ce compun autobuzul ce se va proiecta:

Nr.crt. Denumire subansamblu Masa in kg

Lungime[m]

Latime [m] Inaltime (grosime) [m]

1 Motor 1000 1.4 1 1.22 Baterie 60 0.7 0.3 0.253 Radiator 25 1 0.15 0.084 Ambreiaj 30 Φ40x0.155 Radiator clima 15 1 0.08 0.075

6 Cutie viteze 150 0.8 0.4 0.47 Punte fata 450 2.4 0.3 0.38 Roti fata 300 2 x 275/70 R22.59 Diferential 100 0.5 0.4 0.410 Scaune interior 1000

11 Rezervor combustibil 400 1 0.6 0.2512 Rezervor lichid frana 2 0.2 0.1 0.213 Punte spate 800 2.7 0.4 0.414 Roti spate 600 4 x 275/70 R22.515 Scaun sofer 45 0.5 0.5 1.316 Directie 200

17 Rezervor spalator parbriz 10 0.6 0.4 0.6

Tab.8. Principalele subansamble ale autobuzului ce se va proiecta

2.2 DETERMINAREA FORMEI SI A DIMENSIUNILOR SPATIULUI UTIL, INCLUSIV A INTERIORULUI POSTULUI DE CONDUCERE

2.2.1 PRINCIPALELE DIMENSIUNI INTERIOARE ALE AUTOMOBILELOR

Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:

1) Organizarea si dimensiunile postului de conducere

2) Amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasagaeri si dimensiunile acestora

3) Dimesiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc)

4) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului

Organizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.

2.2.2 MANECHINUL BIDIMENSIONAL SI POSTUL DE CONDUCERE

Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plastic acrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin; consta din tors si segmentele picioarelor asamblate cu articulatii prevazute cu scari pentru masurarea unghiurilor.

Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului ls

pentru gamba si lt pentru coapsa deoarece s-au constatat ca dimensiunile torsului variaza nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificatia acestui procentaj este urmatoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 inseamna ca dintr-un numar de adulti, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici

sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 50 inseamna ca dintr-un numar de adulti, 50% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 10 inseamna ca dintr-un numar de adulti, 10% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin. Numarul de adulti s-a stabilit dupa criterii statistice.Dimensiunile segmentelor ls si lt sunt prezentate in tab.9. :

Tipodimensiunea manechinului [%]

10 50 90

ls [mm] 390 417 444lt [mm] 408 432 456

Tab.9. Tipodimensiunea manechinului

Manechinul bidimensional 90 este prezentat in figura urmatoare:

Fig.8. Manechinul bidimensional 90

Pozitia manechinului pe scaunul soferului este definita de dimensiunile a si b (pozitia articulatiei H a soldului fata de partea verticala a panoului despartitor de compartimentul motorului, respectiv fata de podea), de unghiul α dintre axa torsului rezemat pe scaun si verticala, de unghiurile β, γ si δ care reprezinta unghiurile principalelor articulatii (sold,

genunchi si respectiv glezna) ale manechinului bidimensional. Manechinul in aceasta pozitie este prezentat in figura urmatoare:

Fig.9. Manechinul bidimensional amplasat la postul de conducere

Recomandari pentru scaunul soferului si a pasagerului din fata:

Partea incliunata a podelei nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm;

Inaltimea articulatiei H deasupra podelei nu trebuie sa fie mai mica de 100mm;

Scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relative fata de parbriz si fata de comenzi atat in directie longitudinala cat si in directie verticala

Verificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si jos cu manechinul 90, apoi se verifica pozitia medie cu manechinul 50 si pozitia maxim fata si sus cu manechinul 10

Valorile medii recomandate unghiurilor α, β, γ, δ sunt prezentate in tabelul urmator:

Unghiul [⁰] Dimensiunile limita [mm]α 20-30Β 60-110Γ 80-170Δ 75-130

Tab.10. Valorile medii recomandate ale unghiurilor

Pozitionarea punctului superior F al manechinului bidimensional fata de acoperis trebuie sa respecte dimensiunile din figura

Fig.10. Pozitia manechinului fata de pozitia acoperisului

Distanta dintre punctul F si linia interioara a acoperisului nu trebuie sa fie mai mica de 100-135 mm. Se adauga 15-25 mm grosimea totala a acoperisului si 20-40 mm care tine cont de curbura transversala a acoperisului si de amplasarea laterala a scaunului. Punctul F se pozitioneaza pe o dreapta ce trece prin punctul H si este inclinata fata de verticala cu 8o, la o distanta de 765 mm care corespunde manechinului 50 care sta pe scaunul plasat in pozitia mediana.

La autocamioane distanta dintre punctul H (pentru scaun plasat in pozitia extrema spate si jos) si tapiseria acoperisului masurata in lungul dreptei inclinate cu 8o fata de verticala nu trebuie sa fie mai mica de 1000mm.

2.2.3 Dimensiunile volumului util

Dintre acestea se mentioneaza:

Marimea volumului util exprimata in dm3 sau in m3

Dimensiunile volumului util: lungime x latime x inaltime exprimata in mm

Volumul si dimensiunile unor elemente constructive care optureaza volumul util ca de exemplu pasajele rotilor, locasul rotii de rezerva, etc

Nivelul suprafetei utile fata de sol exprimat in mm

Pasul scaunelor,a banchetelor, marimea suprafetelor libere, dimensiunile scarilor si a usilor de acces.

2.2.4 Amenajarea interioara a autocamioanelor si autobuzelor

Pentru autobuze si autocamioane dimensiunile postului de conducere si amplasarea organelor de comanda sunt reglementate prin STAS R 10666/1-76 si regulamentul nr.35 ECE-ONU. Dimensiunile cabinei, ale locului de munca al conducatorului si amplasarea organelor de comanda trebuie sa asigure conditii de munca optime, astfel incat acesta sa depuna un efort fizic minim si sa se poate concentra asupra circulatiei rutiere. Avand in vedere timpul petrecut de catre conducator in cabina autocamionului sau in autobuz, se intelege ca microclimatul trebuie sa-i ofere, in masura posibilului, oportunitatile, inclusiv de repaus, de care el are nevoie la deplasarea pe distanţe apreciabile. în figurile 11,12,13 este prezentat modul de amplasare a comenzilor prin pedale fata de postul de conducere.

Fig.11. Amplasarea pedalelor de comanda

Max minE 100 50F - 50G - 50H - 120J - 160

Fig.12. Trei pedale-transmisie conventionala

Fig.13. Doua pedale-transmisie conventionala

Max minE 100 50F - 130

G - 120

Dimensiunile cabinei sunt prezentate in figura 14 iar semnificatiile notatiilor se gasesc in tabelul 10.

Fig.14. Dimensiunile cabinei

Nr.Crt.

Denumirea Dimensiuni

1. Distanta de la punctul R la tapiseria acoperisului, h[mm] 1000

2. Distanta de la punctul R la punctul E, f[mm] 4953. Adancimea scaunului, B[mm] 4004. Latimea pernei scaunului, A[mm] 4505. Latimea interioara a cabinei, C[mm]

Cu 1 locCu 2 locuriCu 3 locuri (cu cuseta)Cu 4 locuri (fara cuseta)

750125019001750

6. Latimea de trecere la deschiderea usii, r1,r2 [mm] 250,6507. Unghiul dintre gamba si talpa piciorului, γ1 γ2[⁰] 30,90...1108. Unghiul dintre perna scaunului si spatar, α1[⁰] 959. Distanta de la axa pedalei de acceleratie la peretele din partea dreapta, s

[mm]80

10. Distanta de la axa pedalei de acceleratie, la axa pedalei de frana, u[mm] 11011. Distanta de la axa pedalei de frana, la axa pedalei de ambreiaj, v[mm] 15012. Distanta de la axa pedalei de ambreiaj la peretele lateral, p[mm] 11013. Distanta de la axa de simetrie a scaunului conducatorului la:

-axa pedalei de frana, l[mm]-axa pedalei de ambreiaj, j[mm]

50..150

Tab.10. Dimensiunile cabinei

Conform Regulamentului R. 36 ECE - ONU, pentru transportul în comun a mai mult de 16 calatori, exista trei clase de autovehicule:- clasa I - autobuze urbane (cu scaune destinate calatorilor si spatii destinate calatorilor stand în picioare);- clasa II - autobuze si autocare interurbane (cu locuri in picioare dar numai pe culoarul dintre scaune);- clasa III - autocare de turism (care nu sunt amenajate pentru transportul de calatori in picioare);- autobuz sau autocar articulat - compus din mai multe tronsoane rigide articulate unul fata de altul, compartimentele pasagerilor din fiecare tronson comunicand intre ele de o asemenea maniera incat sa permita circulatia libera a calatorilor.

Autobuzele interurbane si turistice trebuie prevazute cu instalatii corespunzatoare pentru a asigura confortul pasagerilor. Interiorul se izoleaza fonic şi termic, trebuind sa se asigure o buna conditionare a aerului din salonul destinat pasagerilor.

Tipul Puterea Inaltimea Felul Gu/Go

Autobuzului specifica podelei [mm] scaunelor [CP/t]

Clasa I 10 500 Netapisate 1.1Clasa II 12 800-900 Banca tapisata 0.8Clasa III 15-18 800-900 Scaune pentru dormit 0.5

Tab.11. Caracteristici pentru diferite tipuri de autobuze

Tinand seama de recomandarile din tabelele A1.8 şi A1.9, functie de destinatie si de numarul de locuri, se poate determina lungimea autobuzului.

Organizarea interioara a autobuzelor interurbane ne arata modul de amplasare al scaunelor, numarul usilor de urcare si coborare, suprafatele de trecere pentru pasageri, etc.

Fig.15. Organizarea interioara a autobuzelor

In continuare sunt prezentate detalii privind amenajarea interioara a autobuzelor (conform R. 36 ECE - ONU):

- numarul minim de usi de serviciu trebuie sa fie conform tabelului 12;

Nr. de calatori Nr. de usi de serviciuClasa I Clasa II Clasa III

17-45 1 1 146-70 2 1 171-100 3 2 1

100 4 3 1

Tab.12.. Alegerea numarului de usi de serviciu

- numarul minim de trape de evacuare se alege conform tabelului 13

Nr. de calatori Nr.trapelor<50 1>50 2

Tab.13. Alegerea numarului trapelor

- dimensiunile minime ale diferitelor tipuri de iesiri sunt prezentate in tabelul 14

Clasa I Clasa II Clasa III Observatii

Usa de serviciu Inaltime [cm] 180 165

Latime [cm] Usa simpla: 65

Usa dubla: 120

Aceasta dimensiune

poate fi redusa cu 10cm daca

masurarea se face la

inaltimea manerelor

Usa de siguranta

Inaltime [cm] 125

Latime 55

Fereastra de siguranta

Suprafata [cm2]

4000 In aceasta suprafata trebuie sa

poata fi inscris un

dreptunghi de

50cmx70cm

Fereastra de siguranta situata pe

panoul spate al autovehiculului

Suprafata [cm2]

4000

Trapa de evacuare

Suprafata deschiderii

[cm2]

4000

Tab.14. Dimensiunile iesirilor

- posibilitati de acces la usile de serviciu (fig.16);- posibilitati de acces la usile de siguranta (fig.17);- culoare (fig.18);- trepte pentru calatori (fig.19);- latimea scaunelor calatorilor (fig.20);- spatiul intre scaune si inaltimea pernelor (fig.21);- spatiul pentru calatorii asezati (fig.22).

Fig.16. Accesul la usile de serviciu

Dimensiunea A(cm) Alta solutieClasa I 110 110Clasa II 95 110Clasa III 85 110

Tab.15. Accesul la usile de serviciu

Fig. 17. Accesul la usile de siguranta

Fig. 18. Dimensiunile culoarelor

B(cm) BCcm)Clasa I 55 45Clasa II 55 35Clasa III 45 30, 22 in cazul

scaunelor mobile lateral

Tab.16. Dimensiunile culoarelor

Fig. 19. Dimensiunile treptelor pentru calatori

D(cm) ECcm)Clasa I 26 45Clasa II

suspensie mecanica4043

3535

Clasa III suspensie mecanica

4043

3535

Tab.17. Dimensiunile treptelor pentru calatori

Nota:

1. Pentru o usa dubla, treptele fiecarei jumatati a trecerii de acces trebuie considerate separat

2. „E” nu trebuie sa fie aceeasi pentru fiecare treapta

Fig.20. Latimea scaunelor calatorilor

G(cm) min(cm)min Bancheta Scaune

individualeClasa I 20 22.5 25Clasa II 20 22.5 25Clasa III 22.5 22.5 25

Tab.18. Latimea scaunelor calatorilor

Fig.21. Spatiul intre scaune si inaltimea pernelor

H(cm) min I(cm)Clasa I Min 65 40-50 (pentru clasele

I si II min.. 35 cm la pasajele rotior si la

compartimentul motor

Clasa II Min 68Clasa III Min 75

Tab.18. Spatiul intre scaune si inaltimea pernelor

Fig.22. Spatiul pentru calatorii asezati

2.3. Intocmirea schitei de organizare generala

2.4. Determinarea pozitiei centrului de masa al autovehiculului

Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relatiile:

In care mj este masa subansamblului j, in kg; xj,zj coordonatele centrului de greutate a subansamblului j, fata de sistemul de axe xOz, ales in mm.

Sistemul xOz se alege cu originea in punctul de contact a anvelopei din fata si sensul pozitiv inspre spatele automobilului.

Centrul de masa al unei persoane asezate pe scaun se considera la distanta de 50mm fata de punctul R in sensul de mers, iar in cazul scaunelor reglabile, aceasta distanta este de 100mm. Inaltimea centrului de masa pe verticala fata de punctul R are valoarea medie de 180mm.

Pozitia centrului de masa se determina in 2 situatii:

1. Automobilul cu conducator, fara pasageri sau fara incarcatura

2. Automobilul incarcat complet cu sarcina utila

Discretizarea caroseriei si calculul centrului de greutate al caroseriei

Element xi zi mi mixi mizi

Bara fata 2259 980 300 451800 196000

Usa fata 1376 1590 250 275200 318000

Usa spate -6042 1580 200 -1510500 395000

podea -2574 300 500 -1158300 135000

geamuri -2489 2240 400 -995600 896000

Plafon 2691 2937 250 538200 587400

baraspate -7167 271 400 -2866800 108400

portbagaj -2385 954 440 -1049400 419760

Xg caroserie = -2486mm

Zg caroserie = 1202mm

Determinarea centrului de greutate pentru automobilul gol si incarcat

Nr.crt. Denumire subansamblu mj (kg) xj zj xjmj zjmj

1 Motor 1000 -6749 986 -6749000 9860002 Baterie 60 -6179 545 -370740 327003 Radiator 25 -6150 945 -153750 236254 Ambreiaj 30 -5902 769 -177060 230705 Radiator clima 15 -5910 969 -88650 145356 Cutie viteze 150 -5315 799 -797250 1198507 Punte spate 450 -4667 459 -2100150 2065508 Roti spate 300 -4667 459 -1400100 1377009 Diferential 100 -4667 459 -466700 4590010 Scaune interior 1000 -3436 1488 -3436000 148800011 Rezervor combustibil 400 -2528 561 -1011200 22440012 Rezervor lichid frana 2 848 634 1696 126813 Punte fata 800 0 459 0 36720014 Roti fata 600 0 459 0 27540015 Scaun sofer 45 1065 1459 47925 6565516 Directie 200 1737 1203 347400 24060017 Rezervor spalator parbriz 10 2190 1072 21900 10720

G(-2486,1202)

18 Caroserie 3000 -2486 1202 -7458000 360600019 Conducator auto 75 1151 1669 86325 125175

Σ xGo=-2519; zGo=765; G0=10500daNPasageri(34) 2550 -3436 1498 -8761800 3819900Bagaje(34) 680 -2385 954 -1621800 648720Σ xG=2920; zG=808; Ga=15000daN

Incarcarile statice la cele doua punti, corespunzatoare celor doua situatii de incarcare sunt:

Valorile parametrilor centrului de masa se incadreaza in limitele caracteristice:

Parametrul Starea Limite Valoare calculataa/L Gol 0.5......0.65 0,54

Incarcat 0.5......0.68 0,625h/L Gol -

incarcat 0,23......0,29 0,274

Pentru aprecierea solicitarii drumului din punctul de vedere al incarcarilor puntilor se utilizeaza urmatoarea marime:

2.4.1. Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale

Inca din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut in vedere si parametrii geometrici ai capacitatii de trecere. Definitivarea lor este incheiata o data cu intocmirea schitei de organizare generala si a desenului de ansamblu.

Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime impuse in tema de proiect.

Parametrii geometrici ai capacitatii de trecere sunt:

Garda la sol 300mm

Unghiul de atac, 10o

Unghiul de degajare, 7o

Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt, in general, la urcarea pantei maxime impusa in tema de proiectare

pmax=tgαpmax (2.4.1.1)

pmax=tgαpmax=37% → αpmax=20 o

Unghiul limita de patinare sau de alunecare (cand rotile motoare ajung la limita de aderenta)

Se considera coeficientul de aderenta longitudinal

La deplasarea pe drumul cu panta maxima impusa prin tema nu trebuie sa se produca rasturnarea automobilului. Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia:

Conditiile de stabilitate longitudinala, la deplasarea automobilului pe panta maxima

impusa sunt:

2.5. Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora

Fiind ales numarul de pneuri la fiecare punte, incarcarea statica pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime calculate va fi:

Capacitatea portanta necesara a pneului (definita ca fiind incarcarea radiala maxima suportata de acesta) va fi:

Se alege din standarde, norme sau cataloage de firma pneul cu capacitatea portanta

Se alege anvelopa: 275/70 R22.5, cu urmatoarele caracteristici:

Latimea sectiunii pneului: Bu= 275 mm

Diametrul exterior, De=

Cap 4. CALCULUL DE TRACTIUNE AL AUTOVEHICULULUI DE PROIECTAT

4.1. DETERMINAREA PARAMETRILOR NECESARI CALCULULUI DE TRACTIUNE

4.1.1. DETERMINAREA COEFICIENTULUI DE REZISTENTA LA RULARE A PNEURILOR

Daca se considera vitezele pana la cele maxime ale autovehiculelor, in functie si de caracteristicile pneului se poate folosi exprimarea parabolica de forma:

Coeficientii f0, f01 ,f02 corespunzatori pneului radial de sectiune foarte joasa

( , sunt:

V[km/h] f [-]0 0.016155

20 0.016049640 0.016129960 0.0163959280 0.01684766

100 0.0174851120 0.01830826140 0.01931712145 0.01959836

4.1.2. DETERMINAREA ARIEI SECTIUNII TRANSVERSALE MAXIME A AUTOVEHICULULUI

Aria sectiunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proiectiei frontale a autovehiculului se obtine prin:

- Planimetrarea conturului delimitat de vederea din fata a desenului de ansamblu

- Calculul cu relatia

4.1.3. DETERMINAREA COEFICIENTULUI DE REZISTENTA A AERULUI

Valoarea parametrului aerodinamic corespunzator autobuzelor este

4.1.4. DETERMINAREA RANDAMENTULUI TRANSMISIEI

Pentru proiectare se foloseste un randament corespunzator autobuzelor de 0.9

Cap 5. PREDETERMINAREA CARACTERISTICII LA SARCINA TOTALA A MOTORULUI. ALEGEREA MOTORULUI AUTOVEHICULULUI IMPUS PRIN TEMA

5.1. PREDETERMINAREA CARACTERISTICII LA SARCINA TOTALA A MOTORULUI DIN CONDITIA DE ATINGERE A VITEZEI MAXIME LA DEPLASAREA AUTOVEHICULULUI IN PALIER

Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a autovehiculului (Vmax=145km/h), la deplasarea acestuia in treapta de viteza cea mai mare ( treapta de priza directa sau echivalentul ei), in palier. Pentru a avea o anumita acoperire, din punct de vedere al puterii, se poate admite ca atingerea lui Vmax se obtine pe o foarte mica panta, po=0,05...0,3 %, rezultand in acest fel o putere maxima (Pmax) ceva mai mare decat in cazul deplasarii in palier po=0.

Daca po=0.3%=tg(αp) → αp=arctg(0.003)=0,17⁰

Bilantul de putere este:

Pentru , rezulta ca

Astfel relatia devine:

Se determina puterea corespunzatoare vitezei maxime din relatia:

(5.1)

Modelarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face prin relatia analitica:

(5.2)

unde: folosim α, β, γ pentru

α’, β’, γ, pentru

Determinarea coeficientului de adaptibilitate, ca, precum si a coeficientului de elasticitate ce, se foloseste metoda intervalului de incredere prezentata in cap. 2

(5.3) (5.3’)

unde: Mmax – momentul maxim dezvoltat de motor

Mp – momentul la putere maxima (5.4)

nM – turatia la momentul maxim

nP – turatia la putere maxima

Mp=9550*Pmax/np (5.4)

Folosind valorile de la fiecare model putem calcula valorile coeficientilor ca respectiv

ce:

Nr.Crt.

Model Putere maxima (kW)

Turatia la putere maxima (rot/min)

Cuplu maxim (Nm)

Turatia la cuplu maxim (rot/min)

Momentul la putere maxima (Nm)

Coeficient de adaptabilitate

Coef de elasticitate

1. OPEL INSIGNIA 2.0 CDTi 110 CP

81

4000 300 1750 193.38 1.551 0.4375

2. CHEVROLETLACETTI2.0 D

89 3800 280 2000 223.67 1.251 0.526

3. RENAULTLAGUNA III1.5 dCi110 CP

81 4000 240 2000 193.38 1.241 0.5

4. SKODA OCTAVIA 1.9 TDI 105 CP

77 4000 200 1900 183.83 1.087 0.475

5. TOYOTAAVENSIS 2.0 D-4D

93 3600 310 1800 246.7 1.256 0.5

6. FORD MONDEO 1.8L TDCi DURATORQ

74 3850 280 1800 183.55 1.525 0.4675

7. CITROEN C5 1.6 HDI FAP 110 CP

74 4000 260 1750 176.67 1.471 0.4375

8. MAZDA 31.6 CD 109 CP

80

4000 240 1750 191 1.256 0.4375

Nr.Crt.

Model CapacitateCilindrica(cc)/motor

Putere maxima (kW)

Cuplu maxim(Nm)

Viteza maxima(km/h)


Coeficient de elasticitate

1. SETRA S411HD 11950 /6V euro 4

300 1900Nm@ 1080rpm


1.657941 0.432


5193 / 4 linie euro 4

140 @2600rpm

513@1600-2600


0.997607 0.769231


6871/6 linieEuro 4

176kW@2400rpm

925nM@1200-1800rpm

Panta maxima 27%,Viteza maxima 130km/h

1.3208 0.625

4. BMC 850 TBX 6700 /6 linieEuro 4

165kw@2500rpm

850Nm@1500rpm

Viteza maxima 109 km/h, panta maxima 40%

1.348564 0.6

5. BMC750 TBX 4500 /4 linieEuro 4

118kw@1500rpm

600Nm@1500rpm

Viteza maxima 109 km/h, panta maxima 45%

0.798651 1

6. Güleryüz Cobra GM 220 Comuter Bus

6870/6 linie

162kW@

825nM@

Panta maxima 25%,

1.279814 0.5625

Euro 2 2400rpm 1200-1700rpm Viteza maxima 120km/h


12000 /6 cilindri Euro 5

186 @1800rpm

1250@1400rpm

Viteza maxima 140km/h

1.266678 0.777778

Stabilirea definitiva a valorilor coeficientilor de adaptibilitate, respectiv elasticitate, se va face folosind metoda intervalului de incredere.

ParametruValoare medie [mm]

Abaterea medie

patraticaSx[mm]


valorilorCvx


Ix

xales

[mm]


1.238 0.27 22.08 (0.985;1.4913) 1.3 0.2529 0.06

Coeficient de elasticitate

0.6808 0.184 27.12 (0.51;0.85) 0.6 0.17 0.08

Pentru definitivarea calcului puterii motorului se definesc relatiile ce determina coeficientii de forma:

ce2

ca 2 ce 1( )

ce 1( )2

5.5 _1

2 ce2 3 ce ca

ce 1( )2

5.6

2 ce ca 1( )

ce 1( )2

5.7 5.8

ca 1

ce 1( )2

5.9 _1

2 ce ca( )

ce 1( )2

5.10

Rezulta urmatorii coeficienti

alfa 0.625beta 2.25gama 1.875alfa' 1.375beta' 0.25gama' 0.625

Se adopta o valoare pentru marimea raportata:

recomandata pentru MAC: 0,9...1

Valoarea adoptata este ζ=0.95 → nVmax= ζnP, unde se adopta nP=2500 rpm → nVmax=2375 rpm.

f(ζ)= α’ζ+ β’ζ2-γ’ζ3=0.996

Se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic:

Pmax=Pvmax/ f(ζ)=189.95/0.995=190.71 kW

Pentru stabilirea valorii de putere maxima nP, se tine cont de valorile existente la motoarele modelelor similare, in special de cele ale caror putere maxima este foarte apropiata de cea calculata anterior. Astfel se considera nP=2500 rpm

Astfel toti parametrii necesari modelarii curbei de putere sunt cunoscuti si relatia 5.2 poate fi folosita in gama de valori ale turatiei nЄ[nmin;nmax]=[500;2500]

Pvmax n P M alfa beta gama np f189.95 500 37.99 72.5609 0.625 2.25 1.875 2500 0.2 0.2189.95 600 48.18652 76.69687 0.625 2.25 1.875 2500 0.24 0.25368189.95 700 58.93009 80.39748 0.625 2.25 1.875 2500 0.28 0.31024189.95 800 70.08395 83.66272 0.625 2.25 1.875 2500 0.32 0.36896189.95 900 81.51134 86.49259 0.625 2.25 1.875 2500 0.36 0.42912189.95 1000 93.0755 88.8871 0.625 2.25 1.875 2500 0.4 0.49189.95 1100 104.6397 90.84625 0.625 2.25 1.875 2500 0.44 0.55088189.95 1200 116.067 92.37003 0.625 2.25 1.875 2500 0.48 0.61104189.95 1300 127.2209 93.45844 0.625 2.25 1.875 2500 0.52 0.66976189.95 1400 137.9645 94.11149 0.625 2.25 1.875 2500 0.56 0.72632189.95 1500 148.161 94.32917 0.625 2.25 1.875 2500 0.6 0.78189.95 1600 155.4855 92.80539 1.375 0.25 0.625 2500 0.64 0.81856189.95 1700 162.2325 91.13649 1.375 0.25 0.625 2500 0.68 0.85408189.95 1800 168.3565 89.32247 1.375 0.25 0.625 2500 0.72 0.88632189.95 1900 173.8118 87.36332 1.375 0.25 0.625 2500 0.76 0.91504189.95 2000 178.553 85.25906 1.375 0.25 0.625 2500 0.8 0.94189.95 2100 182.5344 83.00967 1.375 0.25 0.625 2500 0.84 0.96096189.95 2200 185.7103 80.61516 1.375 0.25 0.625 2500 0.88 0.97768189.95 2300 188.0353 78.07553 1.375 0.25 0.625 2500 0.92 0.98992189.95 2400 189.4637 75.39078 1.375 0.25 0.625 2500 0.96 0.99744189.95 2500 189.95 72.5609 1.375 0.25 0.625 2500 1 1

5.2. ALEGEREA MOTORULUI SI PREZENTAREA CARACTERISTICII LA SARCINA TOTALA

Pentru alegerea motorului ce va echipa autoturismul impus prin tema, se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala. Aceasta metoda presupune alegerea a cel putin 2 motoare cu puterea maxima apropiata de cea calculata anterior si suprapunerea curbelor de variatie.

In functie de pozitia relativa a curbelor obtinute se va alege motorul. Recomandarea prevede ca alegerea sa se faca astel incat curba motorului ales sa fie situata deasupra curbei motorului teoretic, astfel incat motorul ales sa aiba o rezerva de putere superioara.

Se aleg motoarele de la Guleryuz Cobra Gl9 cu 176 kW la 2400 rpm si de la Isuzu Turqoise Turistic bus cu 140kW la 2600 rpm.

Rezulta urmatoarele intervale de turatii: [480;2380]; [520;2520]

Se alege motorul corespunzator modelului Guleryuz Cobra Gl9 cu urmatorii parametri:

Putere maxima 176kW la 2400 rpm

Moment maxim 925 Nm la 1200-1800 rpm

nmin=480 rpm

nmax=2380 rpm

Caracteristica motorului la sarcina totala este urmatoarea:

4.2. DETERMINAREA REZISTENTELOR LA INAINTARE SI A PUTERILOR CORESPUNZATOARE IN FUNCTIE DE VITEZA AUTOVEHICULULUI

Calculele se vor face in urmatoarele situatii de deplasare a autovehiculului:

- Deplasare in palier ( fara vant.

Rezulta astfel:

- Rezistenta la rulare,

V[km/h] fRrul [daN] P rul

0 0.016155 242.325 0

20 0.0160496 240.7439 13.3746633

40 0.0161299 241.9486 26.8831733

60 0.01639592 245.9389 40.98981

80 0.01684766 252.7148 56.1588533

100 0.0174851 262.2765 72.8545833

120 0.01830826 274.6238 91.54128

140 0.01931712 289.7569 112.683223

145 0.01959836 293.9754 118.406749

- Rezistenta la panta,

- Rezistenta aerului ,

in care k este coeficientul aerodinamic

Pentru Vv=0 avem urmatorul tabel:

V[km/h]Raer la Vv=0 Praer Vv=0 P rul

Suma puterilor

rezistente

0 0 0 0 0

20 9.77814369 0.54323 13.3746633 13,91789

40 39.1125748 4.345842 26.8831733 31,22902

60 88.0032932 14.66722 40.98981 55,65703

80 156.450299 34.76673 56.1588533 90,92558

100 244.453592 67.90378 72.8545833 140,7584

120 352.013173 117.3377 91.54128 208,879

140 479.129041 186.328 112.683223 299,0112

145 513.963678 207.0131 118.406749 325,4198

- Puterea corespunzatoare rezistentei:

V[km/h] Rrul Raer la Vv=0 Rp Suma0 242.325 0 0 242.325

20 240.7439 9.778143692 0 250.522083740 241.9486 39.11257477 0 281.061134860 245.9389 88.00329323 0 333.942153280 252.7148 156.4502991 0 409.1651391

100 262.2765 244.4535923 0 506.7300923120 274.6238 352.0131729 0 626.6370129140 289.7569 479.1290409 0 768.8859009145 293.9754 513.9636778 0 807.9390553

Suma rezistentelor maxima este 807.9 daN.

Suma puterilor la viteza maxima este 325 kw.

V[km/h] Prul Paer Suma0 0 0 0

20 0,54323 13 13,9178940 4 27 31,2290260 15 41 55,6570380 35 56 90,92558

100 68 73 140,7584120 117 92 208,879140 186 113 299,0112

145 207 118 325,4198

Rezistenta la panta este nula deoarece se considera rezistenta la mers in palier

Rezistenta aerului creste proportional cu viteza.

Rezistentala rulare este comparabil cu rezistenta aerului mult mai mica.

Rr % Raer % Rp % Pr Paer Pporas 50 30,07426 11 0 10,46154 2,769231 0in afara localitatii 90 32,42574 37,12871 0 19,69231 15,69231 0autostrada 130 35,02475 61,88119 0 32,30769 46,15385 0La viteza maxima 145 45,02434 82,37472 0 45,23232 55,12343 0

Rezistenta la rulare este superioara pana la o viteza de 110 km/h, dupa care rezistenta aerului devine mai mare.

Cap 6. DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL TRANSMISIEI PRINCIPALE SI AL PRIMEI TREPTE A SCHIMBATORULUI DE VITEZE

6.1. PREDETERMINAREA SI DEFINITIVAREA RAPORTULUI TRANSMITERE AL TRANSMISIEI PRINCIPALE

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face in conditia ca automobilul impus prin tema sa atinga viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a schimbatorului de viteze care este, in general, treapta de priza directa (la SV cu trei arbori) sau treapta similara acesteia (cu raport de transmitere apropiat de unitate, la SV cu 2 arbori).

Se stie ca:

Iar pentru viteza maxima relatia devine:

,in care iSN =1,0 in cazul prizei directe sau iSN≈1,0 in cazul sv cu 2 arbori: iSN=0,91...097; iSN=1,03...1,06

In aceasta faza se alege iSN=1,0 tinand cont de valorile modelelor similare care au SV cu 3 arbori.

Rezulta din relatia (6.2) ca in care turatia de

viteza maxima se calculeaza cu expresia

deci

Rezulta =2,8

Valoarea predeterminata a raportului i0 trebuie sa fie definitivata (i0ef) ca fiind un raport de 2 numere naturale, corespunzatoare numerelor de dinti sau produselor de numere de dinti ale rotilor dintate in angrenare.

Deci in care

Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinti, pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematica a transmisiei principale.

Deoarece se alege o transmisie principala simpla

Rezulta

La definitivarea raportului de transmitere al angrenajului in unghi trebuie sa se aleaga numerele de dinti astfel incat raportul efectiv sa fie cat mai apropiat de cel predeterminat si dimensiunile de gabarit ale transmisiei principale sa fie cat mai mici.

Pentru transmisia principala simpla se alege Zp cu valoarea minima, care insa este

dependenta de raportul . In acest sens pentru angrenajele conice se pot folosi recomandarile firmei Gleason, indicate in tabelul 6.1

Tabel 6.1 Valorile indicate pentru numarul de dinti al pistonului de atac (Gleason)

i 2,5 3 4 5 6 - 7 >7

zpmin 15* 12* 9 7 6 5

(se poate alege chiar 11)

Alegem Zp=Zpmin=11 dinti

Rezulta Zc=i0*Zp=2,8*11=30,8 dinti

Se rotunjeste valoarea obtinuta → Zc=31 dinti → i01=2,818

Se mai aleg inca doua valori ale numarului de dinti al coroanei si se calculeaza i02 si i03

Zc=32 dinti → i02=2,909

Zc=33 dinti → i03=3

Alegerea uneia din cele 3 variante de raport de transmitere efective se face reprezentand grafic variatia Pr(V) si Prez,o(V), conform fig. 6.2.

Folosim expresiile :

in care

Se intocmesc tabelele pentru calculul puterilor in functie de viteza pentru fiecare raport de transmitere in parte

Pentru io1

rr Vpr Pvmax V Vpr V/Vpr alfa' beta'gama'

rand transm Pr1 i0

0.454 204.7344498189.9

5 0204.7344

5 0 1.375 0.25 0.625 0.92 0 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 10204.7344

50.048843

8 1.375 0.25 0.625 0.9211.82800

9 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 20204.7344

50.097687

5 1.375 0.25 0.625 0.9223.78811

1 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 30204.7344

50.146531

3 1.375 0.25 0.625 0.9235.80394

2 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 40204.7344

5 0.195375 1.375 0.25 0.625 0.92 47.79914 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 50204.7344

50.244218

8 1.375 0.25 0.625 0.92 59.69734 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 60204.7344

50.293062

6 1.375 0.25 0.625 0.9271.42217

9 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 70204.7344

50.341906

3 1.375 0.25 0.625 0.9282.89729

3 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 80204.7344

50.390750

1 1.375 0.25 0.625 0.92 94.04632 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 90204.7344

50.439593

8 1.375 0.25 0.625 0.92 104.7929 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 100204.7344

50.488437

6 1.375 0.25 0.625 0.92115.0606

6 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 110204.7344

50.537281

3 1.375 0.25 0.625 0.92124.7732

4 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 120204.7344

50.586125

1 1.375 0.25 0.625 0.92133.8542

8 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 130204.7344

50.634968

9 1.375 0.25 0.625 0.92142.2274

2 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 140204.7344

50.683812

6 1.375 0.25 0.625 0.92149.8162

8 2.09

0.454 204.7344498189.9

5 145204.7344

50.708234

5 1.375 0.25 0.625 0.92153.2927

5 2.09

Pentru io2

rr Vpr Pvmax V Vpr V/Vpr alfa' beta'gama'

rand transm Pr2 i0

0.454 196.2821101189.9

5 0196.2821

1 0 1.375 0.25 0.625 0.92 0 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 10196.2821

10.050947

1 1.375 0.25 0.625 0.9212.34086

3 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 20196.2821

10.101894

2 1.375 0.25 0.625 0.9224.82186

2 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 30196.2821

10.152841

2 1.375 0.25 0.625 0.9237.35633

8 2.180.454 196.2821101 189.9 40 196.2821 0.203788 1.375 0.25 0.625 0.92 49.85763 2.18

5 1 3 2

0.454 196.2821101189.9

5 50196.2821

10.254735

4 1.375 0.25 0.625 0.9262.23908

5 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 60196.2821

10.305682

5 1.375 0.25 0.625 0.9274.41403

5 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 70196.2821

10.356629

5 1.375 0.25 0.625 0.9286.29582

5 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 80196.2821

10.407576

6 1.375 0.25 0.625 0.9297.79779

5 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 90196.2821

10.458523

7 1.375 0.25 0.625 0.92108.8332

8 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 100196.2821

10.509470

8 1.375 0.25 0.625 0.92119.3156

3 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 110196.2821

10.560417

9 1.375 0.25 0.625 0.92129.1581

9 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 120196.2821

10.611364

9 1.375 0.25 0.625 0.92138.2742

8 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 130196.2821

1 0.662312 1.375 0.25 0.625 0.92146.5772

5 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 140196.2821

10.713259

1 1.375 0.25 0.625 0.92153.9804

5 2.18

0.454 196.2821101189.9

5 145196.2821

10.738732

6 1.375 0.25 0.625 0.92157.3175

5 2.18

Pentru io3

rr Vpr Pvmax V Vpr V/Vpr alfa' beta' gama'rand transm Pr3

0.454 188.5 189.95 0 188.5 0 1.375 0.25 0.625 0.92 0

0.454 188.5 189.95 10 188.50.053050

4 1.375 0.25 0.625 0.9212.85395

5

0.454 188.5 189.95 20 188.50.106100

8 1.375 0.25 0.625 0.9225.85597

8

0.454 188.5 189.95 30 188.50.159151

2 1.375 0.25 0.625 0.9238.90822

6

0.454 188.5 189.95 40 188.50.212201

6 1.375 0.25 0.625 0.9251.91285

7

0.454 188.5 189.95 50 188.5 0.265252 1.375 0.25 0.625 0.9264.77203

1

0.454 188.5 189.95 60 188.50.318302

4 1.375 0.25 0.625 0.9277.38790

4

0.454 188.5 189.95 70 188.50.371352

8 1.375 0.25 0.625 0.9289.66263

6

0.454 188.5 189.95 80 188.50.424403

2 1.375 0.25 0.625 0.92101.4983

8

0.454 188.5 189.95 90 188.50.477453

6 1.375 0.25 0.625 0.92112.7973

1

0.454 188.5 189.95 100 188.5 0.530504 1.375 0.25 0.625 0.92123.4615

6

0.454 188.5 189.95 110 188.50.583554

4 1.375 0.25 0.625 0.92133.3933

1

0.454 188.5 189.95 120 188.50.636604

8 1.375 0.25 0.625 0.92142.4947

1

0.454 188.5 189.95 130 188.50.689655

2 1.375 0.25 0.625 0.92150.6679

1

0.454 188.5 189.95 140 188.50.742705

6 1.375 0.25 0.625 0.92157.8150

8

0.454 188.5 189.95 145 188.50.769230

8 1.375 0.25 0.625 0.92160.9733

3

Rezulta urmatoarea variatie a puterilor

V Gauto f Rrul k A Raer Prul Paer Prez Prez

0 15000 0.016115 241.7250.0459

3 6.91 0 0 0 0 0

10 150000.016039

1240.5862

60.0459

3 6.912.441356

26.682951

70.067815

46.750767

16.750767

1

20 150000.016009

6240.1439

40.0459

3 6.919.765424

6 13.341330.542523

613.88385

413.88385

4

30 150000.016026

5240.3980

40.0459

3 6.9121.97220

5 20.033171.831017

121.86418

721.86418

7

40 150000.016089

9241.3485

60.0459

3 6.9139.06169

826.81650

74.340188

731.15669

531.15669

5

50 150000.016199

7 242.99550.0459

3 6.9161.03390

433.74937

58.476931

142.22630

642.22630

6

60 150000.016355

9245.3388

60.0459

3 6.9187.88882

2 40.8898114.64813

755.53794

755.53794

7

70 150000.016558

6248.3786

40.0459

3 6.91119.6264

548.29584

723.26069

971.55654

671.55654

6

80 150000.016807

7252.1148

40.0459

3 6.91156.2467

9 56.02552 34.72151 90.74703 90.74703

90 150000.017103

2256.5474

60.0459

3 6.91197.7498

564.13686

549.43746

2113.5743

3113.5743

3

100 150000.017445

1 261.67650.0459

3 6.91244.1356

272.68791

767.81544

9140.5033

7140.5033

7

110 150000.017833

5267.5019

60.0459

3 6.91295.4040

9 81.7367190.26236

2171.9990

7171.9990

7

120 150000.018268

3274.0238

40.0459

3 6.91351.5552

9 91.34128 117.1851208.5263

8208.5263

8

130 150000.018749

5281.2421

40.0459

3 6.91412.5891

9101.5596

6148.9905

4 250.5502 250.5502

140 150000.019277

1289.1568

60.0459

3 6.91478.5058

1112.4498

9186.0855

9298.5354

8298.5354

8

145 150000.019558

4293.3753

80.0459

3 6.91513.2951

3118.1650

8206.7438

7324.9089

5324.9089

5

In final se alege io=2,18 deoarece curba puterii corespunzatoare raportului se intersecteaza cu curba rezistentelor la o valoare a vitezei mai mare decat pentru celelalte turatii, ceea ce ofera o valoare mai mare a puterii rezistive ce poate fi invinsa de catre vehicul.

6.2. PREDETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL PRIMEI TREPTE A SCHIMBATORULUI DE VITEZE (is1)

Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din urmatoarele conditii:

Invingerea pantei maxime, impuse prin tema

Deplasarea in palier, pe drum modernizat, cu viteza minima stabilita

Solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc

6.2.1.DETERMINAREA LUI is1 DIN CONDITIA DE PANTA MAXIMA IMPUSA PRIN TEMA

La determinarea acestui raport se pune conditia urcarii pantei maxime, pmax sa se faca cu viteza considerata, redusa:

Din bilantul de tractiune se obtine relatia:

In care rezistenta specifica maxima a drumului se calculeaza cu relatia:

Rezulta:

6.2.2.DETERMINAREA LUI is1 DIN CONDITIA DE VITEZA MINIMA STABILITA

Valoarea raportului este data de relatia:

6.2.3.DETERMINAREA LUI is1 DUPA CRITERIUL LUCRULUI MECANIC DE FRECARE LA CUPLAREA AMBREIAJULUI, LA PORNIREA DE PE LOC

Solicitarile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, in cazul deplasarii pe drum in palier, de efectul valorii turatiei initiale a motorului, no, si de marimea puterii specifice, Psp, se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:

In care no=0,75 nP= 0,75*2500=1875 rpm

ka=0,72

μ=525 pt autobuz

Psp=189/2=99.45kW/L

In final se alege valoarea cea mai mare dintre cele obtinute:

PARTEA A II-A

7. Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegerea variantei ce se va proiecta

7.1. ROL, CONDIŢII, ALCĂTUIRE, CLASIFICARE

7.1.1. Rolul ambreiajului pe autovehicul

Din punctul de vedere al organelor de masini, ambreiajul este un cuplaj (leaga capetele a doi arbori dispusi unul in prelungirea celuilalt, fara sau cu abateri de la coaxialitate) intermitent (asigura cuplarea si decuplarea arborilor fara demontarea sau remontarea cuplajului) comandat (decuplarea sau cuplarea se fac ca urmare a unei comenzi) normal cuplat (in stare normala este in situatia cuplat). Pe autovehicule se intilneste si sub forma de cuplaj intermitent automat , adica cuplarea sau decuplarea au loc automat in functie, cel mai adesea, de turaria motorului cu ardere interna.

Pe automobil ambreiajul se intilneste in trei variante functionale: ° in transmisie, intercalat intre motor si schimbatorul de viteze, pentru transmiterea momentului motor;

°°ca organ de cuplare si decuplare a treptelor de viteza in transmisiile automate;°°°cuplaj de siguranta pentru limitarea valorii maxime a momentului de torsiune.In figurile 1.1. a si b se prezinta ambreiajul pentru transmiterea momentului intre motor si schimbatorul de viteze.

Ambreiajul serveste la:A.decuplarea temporara a motorului de transmisie necesara cind:•este pornit electric motorul cu ardere interna la temperaturi scazute pina se atinge regimul de functionare stabila a acestuia; •pentru schimbarea treptelor de viteza;

Fig.1.1.a. Ambreiajul folosit pentru transmiterea momentului intre motor si SV la un autoturism

•la frinarea automobilului pina la oprire, schimbatorul de viteze fiind cuplat.Operatia de decuplare a ambreiajului se numeste debreiere. B.cuplarea progresiva a motorului cu restul transmisiei la pornirea de pe loc sau dupa schimbarea treptelor de viteza;Operatia de cuplare a ambreiajului se numesta ambreiere.

C.limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din restul transmisiei (cuplaj de siguranta);

D.izolarea intre motor si transmisie, in ambele sensuri, a vibratiilor torsionale provenite din functionarea motorului sau din deplasarea automobilului pe cale.

Folosirea ambreiajului in transmisia automobilului este impusa de folosirea motoarelor cu ardere interna care nu pot porni sub sarcina. Pentru pornire este necesara intreruperea legaturii dintre motor si restul transmisiei prin decuplarea ambreiajului, cuplarea schimbatorului de viteza in prima treapta si apoi cuplarea progresiva a ambreiajului simultan cu actionarea usoara a acceleratiei.

7.1.2.Conditiile impuse ambreiajului

-Decuplarea ambreiajului trebuie sa fie completa, rapida si sa necesite din partea conducatorului auto eforturi reduse, pentru o cursa la pedala limitata.

Daca decuplarea ambreiajului nu este completa au loc urmatoarele fenomene:° schimbarea treptelor de viteza se face cu socuri si zgomote, deoarece rotile dintate sunt sub sarcina partiala, efectul fiind uzura dintilor rotilor dintate sau a cuplajelor din schimbatorul de viteze;° daca schimbatorul este cuplat si motorul functioneaza, ambreiajul patineaza, componentele sale se incalzesc, garniturile de frecare se uzeaza sau shiar se ard.

Eforturi reduse pentru actionarea pedalei ambreiajului in conditiile unei curse limitate a acesteia se realizeaza prin proiectarea corespunzatoare a sistemului de actionare.-Cuplarea ambreiajului trebuie sa fie progresiva si perfecta (fara patinare in timpul rularii).

Daca cuplarea ambreajului se face brusc apar smucituri indeosebi la pornirea de pe loc a automobilului, dar si dupa schimbarea treptelor de viteza, care conduc la accentuarea uzurii automobilului si la reducerea confortului. Patinarea ambreiajului conduce la efectele prezentate mai sus.

Ambreiajul trebuie sa transmita momentul motor maxim chiar si in cazul cind garniturile de frecare sunt uzate la limita admisibila. Ambreiajul trebuie sa aiba siguranta ridicata in functionare, rezistenta la uzura si o durata de serviciu cat mai mare.

Se poate afirma ca ambreiajul este cel mai solicitat organ al transmisiei automobilului (parcurgerea in trafic urban aglomerat a unei distante de 10km implica actionarea pedalei ambreiajului de zeci de ori). Pentru automobilele moderne obisnuite fiabilitatea ambreiajului trebuie sa fieaceeasi cu a scuimbatorului de viteze de exemplu, adica sa functioneze fara reparatii (numai executarea operatiilor de intretinere prescrise) pe toata durata de viata normala a automobilului. -Alte conditii generale impuse ambreajului sunt:° moment de inertie si masa proprie cat mai reduse;

° dimensiuni de gabarit limitate (diametrul exterior maxim al garniturilor de frecare este limitat la 430 mm);° parametrii de baza sa varieze cat mai putin in timpul exploatarii si sa fie prevazut cu dispozitive pentru reglare;° sa fie echilibrat dinamic;° sa fie usor de intretinut sau daca e posibil sa nu necesite operatii de intretinere;° sa aiba o constructie simpla si un pret de cost cit mai scazut. 1.3. Compunerea ambreiajului

Ambreiajul este compus din urmatoarele parti principale:1. Partea conducatoare - este acea parte a ambreiajului care estemontata pe volantul motorului. Ea poate fi identificata ca fiindacea parte a ambreiajului care se roteste cind motorul este infunctiune, ambreiajul este decuplat, iar automobilul sta pe loc sicuprinde urmatoarele componente principale:- carcasa interioara a ambreiajului:- placa sau discul de presiune;- arcul (arcurile de presiune).2. Partea condusa - este acea parte a ambreiajului care este inlegatura cinematica directa cu arborele de intrare (primar) alschimbatorului de viteza. Ea poate fi identificata ca fiind acea partea ambreiajului care nu se roteste cind motorul e in functiune,ambreiajul e decuplat, iar automobilul sta pe loc si cuprindeurmatoarele componente:- discul sau discurile conduse ale ambreiajului;- arborele ambreiajului.3. Sistemul de actionare sau de comanda al ambreiajului are incomponenta doua parti:a)sistemul interior de actionare cuprinde pisele si subasamblele care realizeaza comanda ambreiajului si sunt situate in interiorul carterului. In varianta cea mai completa el cuprinde urmatoarele:- parghiile de debreiere;- inelul de debreiere;- mansonul de debreiere cu rulmentul de presiune si suportul sau;- furca ambreiajului.

b) sistemul exterior de acţionare cuprinde toate piesele si subansamblele montate intre pedala ambreiajului si capătul furcii ambreiajului. El are mai multe variante constructive si constituie un criteriu de clasificare a ambreiajelor asa cum se va vedea in continuare.In figura. este prezentata schematizat compunerea ambreiajului mecanic pentru un ambreiaj cu arcuri elicoidale periferice.

CanneluresAmbreiaj cuplat Ambreiaj decuplat

7.1.3.Clasificarea ambreiajelor

Clasificarea ambreiajelor se face dupa urmatoarele criterii:A. Dupa modul de transmitere a momentului ambreiajele sunt: a) ambreiaje simple care pot fi:- mecanice-transmit momentul prin intermediul lucrului mecanic de frecare dintre suprafetele de contact aflate sub actiunea unor forte normale de apasare;- hidraulice-transmit momentul prin intermediul energiei cinetice a unui lichid de lucru;- electromagnetice-transmit momentul prin intermediul energiei cimpului electromagnetic generat de un electromagnet alimentat de la sursa de curent a automobilului;b) ambreiaje combinate care constau din alaturarea a doua ambreiaje simple.

B. Dupa modul de actionare ambreiajele sunt:- ambreiaje neautomate comandate de forta musculara a conducatorului auto prin actionare mecanica sau hidraulica;- ambreiaje neautomate cu servomecanism de tip hidraulic,pneumatic,electric sau combinat care reduce efortul depus de conducatorul auto pentru actionarea pedalei ambreiajului;- ambreiaje automate actionate hidraulic, pneumatic, electric sau combinat in functie de pozitia pedalei de acceleratie, turatia si sarcina motorului sau de pozitia manetei schimbatorului de viteze, fara interventia conducatorului auto.Obiectul acestei lucrari il constitue studiul ambreiajelor mecanice, care se clasifica astfel:

1° Dupa forma suprafetelor de frecare sunt ambreiaje cu:- suprafete de frecare plane;- suprafete de frecare cilindrice;- suprafete de frecare conice.

2° Dupa numarul discurilor conduse sunt ambreiaje:

- monodisc;- bidisc;- multidisc.

3° Dupa modul de realizare a fortei de apasare ambreiajele sunt:- cu arcuri elicoidale periferice;- cu arc central diafragma cu sau fara taieturi pe generatoare;- cu arc central elicoidal conic sau cilindric;- semicentrifugale - realizeaza forta de apasare mixt, atat cu arcuri periferice cat si sub actiunea fortei centrifuge a unor contragreutati;- centrifugale - realizeaza forta de apasare numai prin forta centrifuga a unor contragreutati;- electromagnetice - forta de apasare a discurilor este forta electromagnetica.Observatii:a) Ambreiajele centrifugale sunt actionate automat in functie de turatia motorului prin insasi principiul lor de functionare.b) Ambreiajele mecanice electromagnetice se preteaza cel mai usor adaptarii unui sistem automat de actionare.

4° Dupa mediul in care lucreaza ambreiajele sunt:- uscate - lucreaza in atmosfera protejate de carterul construit neetans;- umede - lucrează in baie de ulei carterul fiind construit etans.

Pentru automobilul proiectat se aleg 2 tipuri de ambreiaje:

mecanic, monodisc, uscat, actionat hidraulic, avand ca forta de apasare forta exercitata de un arc de tip diafragma, SAU

ambreiaj mecanic multidisc, uscat, actionat hidraulic sau pneumatic, avand arc de tip diafragma sau mai multe arcuri cilindrice dispuse radial.

Deoarece toate modelele similare au acelasi tip de ambreiaj: mecanic, monodisc, uscat cu arc diafragma, si pentru automobilul proiectat se va alege acelasi tip de ambreiaj.

7.2. Calculul de dimensionare si verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului

7.2.1.Determinarea momentului de calcul

Pentru transmiterea de catre ambreiaj a momentului motor maxim fara patinare, pe toata durata de functionare (chiar si dupa uzura garniturilor de frecare) este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului 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 ralatia:

La alegerea coeficientului de siguranta se tine seama de tipul si destinatia automobiluluim precum si de particularitatile constructive ale ambreiajului. Daca valoarea coeficientului este mare atunci ambreiajul prezinta urmatoarele avantaje: nu apare pericolul patinarii in cazul uzurii garniturilor de frecare, se micsoreaza lucrul mecanic de patinare, iar prin aceasta se mareste durata de functionare a ambreiajului; prin micsorarea lucrului mecanic de patinare, se reduce si timpul de patinare, ceea ce contribuie la imbunatatirea accelerarii automobilului.

Pe langa avantajele prezentate, insa, odata cu marirea coeficientului de siguranta, ambreiajul prezinta dezavantajele: se mareste forta la pedala mecanismului de actionare, necesara decuplarii ambreiajului, iar manevrarea lui devine mai greoaie.

Un ambreiaj cu un coeficient de siguranta prea mic prezinta urmatoarele dezavantaje: se mareste tendinta de patinare a ambreiajuluil prin marirea duratei de patinare, respectiv a lucrului mecanic de frecare la patinare, creste uzura garniturilor de frecare.

Tinandu-se seama de aceste conditii contradictorii, in cazul ambreiajelor simple, pentru coeficientul de siguranta la autoturisme se recomanda β=1,6...2,0.

Alegand β=1,8 rezulta

In timpul exploatarii automobilului, coeficientul de siguranta se micsoreaza datorita uzurii garniturilor de frecare. Aceasta datorita faptului ca prin uzura garniturilor, arcurile de presiune se destind si nu mai asigura forta de apasare initiala. Pentru a evita patinarea ambreiajului, trebuie ca si dupa uzura garniturilor de frecare, coeficientul de siguranta sa indeplineasca conditia β>1.

7.2.2.Determinarea momentului de frecare al ambreiajului

In figura urmatoare este prezentata schema unui ambreiaj la care cele doua suprafete de frecare se afla sub actiunea fortei axiale F.

Momentul de frecare total este:

7.2.3.Determinarea fortei de apasare asupra discurilor ambreiajului

Forţa de apasare F asupra discurilor ambreiajului se determină din condiţia ca momentul de frecare al ambreiajului Ma să fie egal cu momentul de calcul Mc. Forta de apăsare F asupra discurilor ambreiajului este:

In cazul în care se ţine seama de pierderile prin frecare din canelurile discului condus şi din elementele de ghidare ale discului de presiune, forţa F se poate exprima cu ajutorul relaţiei:

,în care: Fa este forţa de apăsare a arcurilor de presiune asupra discurilor ambreiajului.

7.2.4. Calculul garniturilor de frecare

Calculul garniturilor de frecare cuprinde: determinarea dimensiunilor, calculul presiunii specifice şi verificarea la uzură.

a. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare :

Dimensiunile garniturilor de frecare se aleg în funcţie de valoarea momentului maxim al motorului şi de tipul automobilului.

Suprafaţa garniturilor de frecare se poate determina cu relaţia:, in care:

λ este un coeficient ce depinde de tipul automobilului şi de tipul ambreiajului;

Mmax — momentul motor maxim, în daNm.

Valorea coeficientului λ la autobuze este 35...40 cm2/daNm.

Rezulta: cm2

Cunoscand razele interioare si exterioare ale garniturilor de frecare, precum si numarul garniturilor i, suprafata se poate calcula cu relatia:

Daca se noteaza C=Ri/Re, relatia devine:

Pentru ambreiaje de autobuze C=0,53...0,75=0,6

Tinand seama de faptul ca uzura garniturilor e mai accentuata la periferie decat spre centru, se recomanda ca limita superioara a coeficientului C sa se adopte in cazul automobilelor echipate cu motoare rapide.

Egaland relatiile se obtine expresia pentru raza exterioara:

Raza interioara a garniturilor de frecare rezulta

Se aleg din STAS garnituri de frecare cu diametrele : si grosimea g=3,5mm.

b. Determinarea presiunii specifice dintre suprafetele de frecare :Presiunea specifica dintre discurile ambreiajului se determina cu relatia:

Luand in considerare limitele 1,5...3,5 garniturile se poat realiza din azbest.

c. Calculul la incalzire

7.3. Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului: arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare si ghidare

7.3.1. Calculul arcului de presiune (arc diafragma)

Arcul diafragma cu taieturi dupa generatoare are o elasticitate mai buna, si se foloseste in special la automobile.

Mentinerea starii cuplate a ambreiajului la limita momentului necesar al ambreiajului proiectat este posibila cand pe suprafata de frecare se dezvolta forta normala:

Aceasta forta trebuie sa fie data de arc in starea cuplata a ambreiajului

Elementele geometrice ale unui arc diafragma sunt prezentate in figura urmatoare:

Fortele care solicita arcul diafragma in cele doua situatii de rezemare care apar in timpul functionarii sunt prezentate in figura a) pentru situatia ambreiat, si in figura b) pentru situatia debreiat.

Se considera ca arcul diafragma prezinta doua elemente functionale reunite intr-o singura piesa: partea tronconica plina, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de

presiune si lamelele, care sunt de fapt parghii incastrate in panza arcului disc cu rolul de parghii de debreiere.

Deformarea arcului disc prin intermediul lamelelor se explica pe modelul construciv:

Modelul constructiv indeplineste in ambreiaj acelasi rol functional ca si arcul diafragma. Acest model poate fi folosit pentru calculul arcului diafragma utilizand principiul suprapunerii efectelor produse in cele doua elemente componente ale sale: arcul disc si parghiile de debreiere.

Pentru calcule se folosesc urmatoarele notatii:

- - dimensiunile arcului diafragma

-1,2,3,4, pozitia reazemelor

-z – numarul de brate

-α – unghiul sectorului care revine unui brat,

-F-forta de ambreiere

-Q-forte de debreiere

-F1,Q1, fortele de ambreiere si debreiere ce revin unui sector al modelului

Pentru simplificare se considera parghiile rigide si sistemul deformat pana in pozitia in care arcul este aplatizat. Fortele F si Q determina in arc momentul radial M1 si forta taietoare T1, si in parghii momentul de incovoiere M2 si forta taietoare T2.

Diagramele de momente si forte taietoare sunt:

Se obtin urmatoarele solicitari maxime:

Forta F determina in sectiunile arcului eforturile unitare axiale si eforturi de

forfecare .

7.3.2. Calculul discului de presiune

7.3.2.1. Dimensionarea discului de presiune

Functional, discul de presiune reprezinta dispozitivul de aplicare a fortei arcurilor pe suprafata de frecare, componenta a partii conducatoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri si eventualele parghii de debreiere si masa metalica pentru preluarea caldurii rezultate in procesul patinarii ambreiajului. Fata de aceste functii, predimenionarea lui se face din conditia preluarii caldurii revenite in timpul patinarii fara incalziri periculoase.

Asimiland discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei: raza exterioara , raza interioara , se obtine din relatia

urmatoare inaltimea necesara a discului de presiune:

,unde ρ este masa specifica a discului de presiune, c=500J/kg gr,

7.3.2.2. Calculul elementelor de legatura

Legaturile permanente ale discului de presiune sunt cu carcasa ambreiajului, de la care primeste momentul de torsiune al motorului. Acestea trebuie sa asigure, in afara rigidizarii in rotatie a pieselor, si mobilitatiii relative axiale necesare cuplarii, decuplarii si compensarii uzurii garniturilor.

Sunt prezentate 3 scheme constructive:

Se alege fixarea prin umar, unde solicitarea este de strivire intre carcasa si umarul discului de presiune. Daca R este raza medie de dispunere a umerilor si z numarul de umeri, atunci efortul unitar efectiv de strivire este:

7.3.3. Calculul partii conduse

7.3.3.1. Calculul arborelui ambreiajului

Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din conditia de rezistenta la solicitarea de torsiune determinata de actiunea momentului motor, diametrul de predimensionare fiind dat de relatia:

Diametrul interior al arborelui canelat se adopta din STAS, Di=95mm.

Se utilizeaza caneluri triunghiulare care pot prelua sarcini si cu soc, centrarea realizandu-se pe flancuri.

7.3.3.2. Calculul imbinarii dintre butucul discului condus cu arborele ambreiajului

Se face pentru strivirea canelurilor, cu relatia:

, in care k este coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri, k=2, Dd =85 mm este diametrul mediu al canelurilor, h=10mm – inaltimea portanta a canelurilor, z=12 -numarul de caneluri, L=84 -lungimea de imbinare cu butucul discului condus

7.3.3.3. Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar

Pentru calculul arcurilor care formeaza elementul elastic suplimentar, momentul limita care le solicita si care limiteaza rigiditatea lor minima se considera a fi momentul capabil al atingerii limitei de aderenta la rotile motoare ale automoblului dat de relatia:

Pentru discuri conduse cu diametrul exterior al garniturilor de frictiune de 300 mm se aleg z=8 arcuri pentru elementul elastic suplimentar si diametrul exterior al flansei butucului de De=150mm.

Arcurile elementului elastic suplimentar au urmatoarele caracteristici: diametrul sarmei d=3mm, diametrul exterior al arcului D=25mm, numarul de spire n=8.

Pentru dimensiunile ferestrelor se recomanda urmatoarele valori: lf=25mm; Re=50mm; a=1,5mm, inclinarea capetelor 1o.

Taietura in butuc se calculeaza luand in calcul jocurile dintre limitatori si butuc λr, λm=2,5..4mm si diametrul limitatorului d=10..12 mm.

Rezulta taietura in butuc:

7.4. Calculul mecanismului de actionare

7.4.1. Conditiile impuse mecanismului de actionare

Calculul mecanismului de actionare al ambreiajului consta in determinarea parametrilor acestui mecanism astfel incat cursa totala a pedalei si forta la pedala sa se incadreze in limitele prescrise.

Forta de actionare a pedalei la decuplarea ambreiajului se determina cu relatia:

, unde F este forta de apasare asupra discurilor ambreiajului, ia – raportul de transmitere al mecanismului de actionare, ηa – randamentul mecanismului de actionare.

Forta la pedala nu trebuie sa depaseasca 12-25 daN.

Raportul de transmitere al mecanismului de actionare este cuprins intre 25..50, si este legat de cursa pedalei ambreiajului care are limite relativ inguste (150..180mm)

Randamentul mecanismului de actionare nu depaseste 0,5..0,6.

Luand in considerare acestea, forta la pedala minima va rezulta: .

Luand in considerare tipurile de mecanisme ale modelelor similare, se opteaza pentru un sistem de actionare cu servomecanism(hidraulic)

7.4.1. Calculul mecanismului de actionare hidraulic

Schema mecanismului de actionare hidraulic este prezentata in figura urmatoare:

Se urmăreşte ca parametrii determinaţi să se încadreze în limitele prescrise.Se determină cursa totală a pedalei şi forţa la pedală.

Conform principiului lui Pascal se poate scrie:

unde d1-diametrul cilindrului de acţionare;

d2- diametrul cilindrului receptor.

Forţa F2 se determină funcţie de forţa de apăsare a discurilor:

Forţa F1 se determină funcţie de forţa la pedală:

Înlocuind F1 şi F2 rezultă:

unde im= raport de transmitere mecanic;

ih = raport de transmitere hidraulic;

ηa=(0,950,98) randamentul de acţionare al mecanismului hidraulic.

Cursa totală a manşonului rulmentului de presiune (sm) se determină cu relaţia:

unde sl=cursa liberă a manşonului;

sl=(24)[mm]

se alege sl=3[mm]

jd=jocul ce trebuie realizat între fiecare pereche de suprafeţe de frecare pentru o

decuplare completă a ambreiajului;

jd=0,7[mm]

i=numărul de suprafeţe de frecare;

i=2

ip=raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere.

Se alege ip=1,5

Sm=3+0,71,52=5,1[mm]

Se determină cursa pistonului cilindrului receptor cu relaţia:

unde

Deci cursa pistonului cilindrului receptor va fi :

s2=5,12=10,5[mm]

Volumul de lichid activ în cilindrul receptor este :

d2=30[mm]

Datorită faptului că presiunea de lucru este redusă , iar conductele de legătură au o lungime relativ mică, se poate neglija deformaţia conductei , iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de pistonul pompei receptoare (V1=V2).

Cursa pistonului pompei centrale se determină cu relaţia:

Cursa totală a pedalei de ambreiaj este:

Forţa la pedală Fp se poate micşora prin mărirea randamentului mecanismului de acţionare ηa .Forţa la pedală (la ambreiajele fără servomecanisme auxiliare) nu trebuie să depăşească 15-25 [daN] deoarece consumul prea mare de effort fizic conduce la obosirea excesivă a conducătorului auto.

Forţa la pedală se determină astfel:

proiectarea unui autobuz interurban

Documents