Proiectarea Generală a Schimbătorului de Viteze și Suspensiei Față pentru un Automobil Tip Hatchback

Domeniu: Transporturi

Conține 13 fișiere: docx, dwg, bak

Pagini : 58 în total

Cuvinte : 8255

Mărime: 4.44MB (arhivat)

Publicat de: Teohari Solomon

Puncte necesare: 9

Profesor îndrumător / Prezentat Profesorului: St. Voloaca

Descarcă acum

Cuprins Extras Bibliografie Preview

Cuprins

Partea I : Proiectarea schimbătorului de viteze
CAP 1. Etajarea schimbătorului de viteze
1.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale 4
1.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte al schimbătorului de viteze (is1) 7
1.2.1 Determinarea lui is1 din condiţia de pantă maximă impusă în temă 8
1.2.2 Determinarea lui is1 din condiţia de viteză minimă stabilită 8
1.2.3. Determinaea lui is1 după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc 9
1.3 Etajarea schimbătorului de viteze 10
1.3.1 Determinarea numărului minim de trepte de viteză 10
1.3.2 Determinarea rapoartelor de transmitere in fiecare treaptă 11
1.3.3 Trasarea diagramei fierăstrău 12
CAP 2. Performanţele de tracţiune
2.1 Caracteristica de tracţiune la sarcină totală 14
2.1.1 Trasarea caracteristicii de tracţiune la sarcină totală Ft(V) pentru toate treptele de viteză 14
2.1.2 Determinarea performanţelor dinamice folosind caracteristica de tracţiune 16
2.2 Trasarea caracteristicii dinamice 21
CAP. 3 Stabilirea schemei de organizare a schimbătorului de viteze şi determinare numărului de dinţi al roţilor dinţate
3.1 Stabilirea schemei de organizare generală a S.V 24
3.2 Determinarea distanței dintre axele arborilor și a modulului normal al danturii 25
3.3 Determinarea numărului de dinți și definitivarea raportului de transmitere pentru treapta de mers înapoi 28
CAP. 4 Calcul şi proiectarea mecanismului reductor
4.1 Calcul şi proiectare roţilor dinţate 30
4.1.1Calculul forțelor din angrenaje 34
4.2 Calculul arborilor schimbătorului de viteze 35
4.2.1 Arborele primar 35
4.2.2 Arborele secundar 35
4.2.3 Arborele intermediar 38
4.3 Calculul pentru alegerea rulmenţilor 41
Partea II: Proiectarea suspensiei faţă
CAP. 5 Studiul soluţiilor constructive pentru puntea din faţă şi alegerea justificată a soluţiei pentru automobilul proiectat
5.1 Rolul punţii din faţă 46
5.2 Prezentarea soluţiilor constructive posibile pentru componentele suspensiei din faţă 48
5.3 Alegerea justificată a soluţiei constructive pentru suspensia care se proiectează 48
CAP. 6 Studiul soluţiilor constructive pentru suspensia din faţă şi alegerea justificată pentru suspensia care se proiectează
6.1. Selecţionarea elementelor elastice posibile pentru suspensia care se proiectează 49
6.2. Studiul soluţiilor constructive de dispunere a elementului elastic şi stabilirea dispunerii lui în cadrul punţii 50
6.3. Studiul soluiilor constructive posibile pentru amortizoare 51
CAP 7. Calculul si proiectarea suspensiei din faţă
7.1. Predefinirea suspensiei în funcţie de organizarea automobilului în zona din faţă 53
7.2 Calculul si proiectarea elementelor elastice 55
7.3 Soluţia de prindere a amortizorului 58
BIBLIOGRAFIE 59
Planşa nr.1: Schimbătorul de viteze cu 3 arbori
Planşa nr.2: Secţiune transversală suspensie faţă de tip McPherson .

Extras din proiect

CAP 1. Etajarea schimbătorului de viteze

1.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face din condiţia ca automobilul impus prin temă să atingă viteză maximă la deplasarea sa în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze care este în general treaptă de priză directă (la S.V. cu 3 arbori) sau treaptă similară acesteia, cu raport de transmitere apropiat de unitate (la S.V cu doi arbori). Aleg S.V cu 3 arbori.

Se ştie că:[2]

V=0,377∙(r_r∙n)/(i_0∙i_sk ) [km⁄h] (1.1)

iar pentru viteza maximă, relaţia devine:

V_max=0,377∙(r_r∙n_(v_max ))/(i_0∙i_sn ) [km⁄h] (1.2)

în care isn=1,0 (în cazul prizei directe)

Rezultă :

(i_0 )_pred=0,377∙(r_r∙n_(v_max ))/(i_sn∙V_max )=0,377∙(0.28286∙4600)/(1∙165)=2.83 (1.3)

Valoarea predeterminată a raportului i0 trebuie să fie definitivată (i0ef), ca fiind un raport între două numere naturale , corespunzătoare numerelor de dinţi sau produselor de numere de dinţi ale roţilor dinţate în angrenare.

Deci (i_(0_ef ) )=p/q, p,q∈N (1.4)

în care (i0)ef≠(i0)pred.

Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinţi , pornind de la valoarea predeterminată şi de la schema cinematică a transmisiei principale (vezi fig 1.1)

Figura 1.1 Scheme cinematice ale transmisiilor principale centrale [1]

Datorită faptului că (i0)pred<7,0 se adoptă o transmisie principală simplă.

În acest caz,

〖 i〗_0=z_c/z_p (1.5)

La definitivarea raportului de transmitere al angrenajului în unghi trebuie să se aleagă numerele de dinţi astfel încât raportul efectiv să fie cât mai apropiat de cel predeterminat şi dimensiunile de gabarit al transmisiei principale să fie cât mai mici.

Pentru transmisia principală simplă se alege zp cu valoarea minimă, care, însă, este dependentă de raportul predeterminat (i0)pred. În acest sens, pentru angrenajele conice se pot folosi recomandările firmei Gleason, indicate în tabelul nr. 1.1.

Tabelul 1.1 Numărul minim de dinţi ai pinionului zp [4]

i0 2,5 3 4 5 6-7 >7

zpmin 15 12 9 7 5 5

Pentru: (i0)pred=2.83 aleg zp1=12, zp2=13 şi zp3=14

Pentru: zp1=12 rezultă zc1= (i0)pred•zp1=34 dinţi

Rezultă: i_(0_1 )=z_(c_1 )/z_(p_1 ) =34/12=2.83

Pentru: zp2=13 rezultă zc2= (i0)pred•zp2=37 dinţi

Rezultă: i_(0_2 )=z_(c_2 )/z_(p_2 ) =37/13=2.84

Pentru: zp3=14 rezultă zc3= (i0)pred•zp3=40 dinţi

Rezultă: i_(0_3 )=z_(c_3 )/z_(p_3 ) =40/14=2.85

Alegerea uneia dintre cele 3 variante de rapoarte de transmitere efective, i01,i02 sau i03, se face reprezentând grafic variaţia Pr (V) (puterea la roată) şi Prez,0(V) (puterea rezistentă la drum în palier).