1. Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare

Pentru abordarea unui nou tip de autovehicul , ţinând seama de datele impuse prin temă , care precizează anumite particularităţi legate de destinaţia şi performanţele acestuia , este nevoie , într-o primă etapă , să se caute un număr cât mai mare de soluţii constructive , deja existente , având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului cerut . Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informaţii legate de organizarea generală , de modul de dispunere a motorului şi punţilor motoare , de organizarea transmisiei , de asemenea sunt date principale dimensiunile geometrice , greutatea utilă şi proprie , tipul sistemelor de direcţie şi frânare , tipul suspensiei etc.

Pentru a avea un studiu cât mai corect al soluţiilor similare trebuie consultată literatura de specialitate cât mai recentă dată fiind evoluţia foarte rapidă din lumea autovehiculelor .

Din datele de proiectare rezultă o gamă variată de autoturisme care se încadrează în parametrii ceruţi de la monovolume şi break-uri la limuzine cu haion .

Pentru fiecare categorie de autoturisme găsim informaţii legate de organizarea generală , modul de dispunere al punţii motoare ; date care vor fi prezentate în tabelul T.1. Tot în literatura de specialitate găsim date referitoare la greutatea utilă , greutatea proprie , tipul sistemului de frânare şi de direcţie , tipul suspensiei , dimensiunile caroseriei .

Prin tema de proiectare, s-au impus raportul dintre masa proprie şi masa totală şi viteza maximă (vmax=160Km/h) a autoturismului, impunerea acestor

doua condiţii permiţând o mai mare libertate în ceea ce priveşte stabilirea celorlalte caracteristici ale acestuia, segmentul acesta de autovehicule fiind foarte mare, oferind astfel posibilitatea alegerii unei soluţii optime .

1

În continuare este prezentată o comparaţie a tipurilor de autoturisme analizate

în tabel .

Parametrii constructivi

Din punctul de vedere al dimensiunilor principale avem o variaţie mare de la Toyota Yaris (nr.13) care are La/l/h=3615/1660/1500 [mm] la Seat Alhambra (nr.9) care are La/l/h=4634/1810/1707 [mm] .

Croseriile autoturismelor studiate sunt diverse , acestea variind de la combi , monovolume până la limuzine cu haion .

Autoturismul cu ampatamentul cel mai mare îl identificăm tot la poziţia 9 , la polul opus aflându-se cel de pe poziţia 13 . Capacitatea de trecere la toate este normală . Având în vedere capacitatea de încărcare şi dimensiunile principale cele mai bune soluţii le găsim la poziţiile 12,13,14 . La poziţia 6 (Renault Kangoo) deşi are dimensiuni principale relativ mari capacitatea de încărcare este mică însă volumul portbagajului maxim este mare ; deci se pot transporta bunuri de volum mai mare având însă o masă relativ scăzută .

Greutatea la gol cea mai mică o are Kia Pride neavând însă o masă cea mai mică masă utilă , la polul opus aflându-se Fiat Alhambra .

Renault Clio Symbol , pentru o limuzină are o capacitate de încărcare destul de mare având Gu=548daN .

Analizând dimensiunile principale şi calculând volumul aproximativ al habitaclului observăm că cea mai mare valoare îi revine autoturismului de la poziţia 9.

În ciuda situării în clasa mică Toyota Yaris oferă un spaţiu suficient pentru ocupanţii locurilor din spate , cu toate că accesul acestora în habitaclu se face mai greu .

Referindu-ne la aria transversală a soluţiilor similare observăm o serie de valori cuprinse între 2,14 m2 la Justy şi 3,1 m2 la Seat Alhambra .

Parametrii energetici şi de adaptare

În marea majoritate autovehiculele studiate au motor cu aprindere prin scânteie excepţie făcând trei dintre ele printre care şi Seat Alhambra care are o putere relativ mare şi cel mai mare cuplu motor . Montarea unui astfel de motor se explică prin faptul că este o maşină grea , un monovolum , având greutatea utilă mare .

Pentru motoarele pe benzină puterea maximă variază de la 50 CP (nr.8) la 139 CP (nr.3) . Puterea maximă la turaţie scăzută o realizează VW Polo 60/4700 CP/rpm în cazul MAS-urilor în timp ce puterea maximă la turaţie ridicată este relizată de poziţiile 2,10,12,13 .

În ceea ce priveşte momentul maxim , avem o variaţie de la 77 Nm (nr.11) la 180 (nr.3) . Momentul maxim la turaţie scăzută îl au poziţiile 2,4,8,14 de 3000 rpm în timp ce la polul opus se află Suzuki Alto cu 77/4500 Nm/rpm . Insă cele mai bune performanţe în ceea ce priveşte momentul motor şi turaţia de moment maxim le prezintă motoarele cu aprindere prin comprimare .

2

Performanţele autovehiculului

Cea mai mare viteză o dezvoltă Fiat Multipla şi Kia Joice , aceasta fiind de 170km/h la polul opus aflându-se Suzuki Alto şi Peugeot Partner 150 km/h .

Capacitatea de demarare este un aspect al performanţelor autovehiculului . Pentru Seat Alhambra o acceleraţie de la 0-100 Km/h în 17,2 s este de înţeles ştiindu-se că MAC-ul este un motor mai lent fără demarări fulminante , acest autoturism având şi masa proprie cea mai mare . Pentru poziţiile 8 şi 11 timpul de demarare , relativ mare este influenţat de utilizarea unei motorizări mai modeste de o putere mică . Timpul de demarare cel mai bun îl are Renault Clio Symbol deşi nu este echipat cu cel mai puternic motor dar are o greutate mai mică .

Consumul de combustibil

Este cel mai important indice care caracterizează economicitatea automobilului şi depinde de mai mulţi factori : puterea motorului montat pe autoturism , construcţia şasiului , viteza de deplasare , încărcarea , starea drumului , forma caroseriei .

Poziţia 3 , Kia Joice are cel mai mare consum de combustibil dar având un motor destul de puternic . Cel mai mic consum este înregistrat de Toyota Yaris din cadrul autoturismelor dotate cu motor cu aprindere prin scânteie . Cele dotate cu motoare cu aprindere prin comprimare au un consum net inferior având deci şi o autonomie mare .

3

2.Organizarea generală şialegerea parametrilor principali

2.1. Modul de dispunere a echipamentului de tracţiune.

În organizarea generală a autovehiculului , modul de dispunere al echipamentului de tracţiune constituie un pas foarte important .

Dispunerea echipamentului de tracţiune în cazul autoturismelor este realizată în trei variante constructive, după cum urmează: soluţia clasică – motorul în faţă şi puntea motoare în spate; soluţia totul în faţă – motorul şi puntea motoare în faţă; soluţia totul în spate – motorul şi puntea motoare în spate.

Din cele trei variante se adoptă ţinând seama de condiţiile din tema de proiectare , varianta totul în faţă (fig.1) .Având în vedere tipul şi destinaţia autovehiculului de proiectat, ţinând seama de autovehiculele identificate în studiul soluţiilor similare, adopt ca soluţie de organizare generală a autovehiculului soluţia “totul în faţă” (figura 1).

Fig. 1. Modul de dispunere a echipamentului de tracţiune.

Această soluţie prezintă o serie de avantaje printre care : utilizare mai bună a volumului total al caroseriei , stabilitate mai bună în viraje ; lipsa transmisiei longitudinale determină coborârea centrului de greutate al autoturismului ; simplificarea legăturilor între motor şi organele de comandă ; pericolul de incendiu este redus, rezervorul de combustibil fiind montat pe consola din spate ; sistemul de răcire este simplificat efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor, deoarece energia de impact este absorbită de grupul motor-transmisie . Dezavantajele pe care le prezintă această soluţie sunt : concentrarea funcţiilor de tracţiune , frânare şi direcţionare pe roţile din faţă conduce la o uzură mai rapidă a pneurilor , la urcarea pantelor mari roţile motoare se descarcă dinamic , pierzându-se din greutatea aparentă şi soluţii constructive mai complicate şi mai scumpe la puntea din faţă .

Amplasarea transversală a motorului asigură construcţii compacte autoturismelor de lungime mică , obţinându-se un spaţiu cât mai mare la aceeaşi lungime .

4

2.2. Dimensiunile principale.

Principalele dimensiuni ce caracterizează construcţia unui autovehicul sunt următoarele : dimensiunile de gabarit , ampatamentul , ecartamentul , consolele , lumina sau garda la sol , razele şi unghiurile de trecere şi razele de viraj .

Pentru un autoturism aflat în faza de proiectare , alegerea parametrilor geometrici trebuie să aibă în vedere construcţiile existente şi recomandările standardizate pentru dimensiunile interioare .

Orientarea asupra dimensiunilor exterioare , funcţie de tipul şi destinaţia autovehiculului poate fi făcută şi prin utilizarea valorilor medii ale dimensiunilor geometrice cuprinse în literatura de specialitate .

Dimensiunile de gabarit sunt : lungimea La, lăţimea l şi înălţimea H .Lungimea autovehiculului La este distanţa dintre două plane perpendiculare pe

planul longitudinal de simetrie al automobilului şi tangente la acestea în punctele extreme din faţă şi din spate .

Lăţimea autovehiculului este distanţa între două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al autovehiculului , tangente la acesta de o parte şi de alta . Înălţimea autovehiculului H , reprezintă distanţa dintre planul de sprijin şi un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a autovehiculului pregătit de plecare în cursă fără încărcătură utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise .

Ampatamentul L reprezintă distanţa între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al autovehiculului corespunzătoare la două planuri consecutive situate de aceeaşi parte a autovehiculului .

Ecartamentul roţilor din faţă E1 şi din spate E2 reprezintă distanţa dintre planele mediane ale roţilor care aparţin aceleiaşi punţi .

Consola faţă C1 (spate C2) reprezintă distanţa de la punctul extrem din faţă (spate) al autovehiculului până la planul vertical care trece prin centrul roţilor din faţă (spate) .

Ţinând seama de recomandările anterioare ,de soluţiile similare studiate şi de tema de proiectare se adoptă următoarele dimensiuni :

- lungime, La [mm]: 3615;- lăţime, l [mm]: 1660;- înălţime, H [mm]: 1500;- ampatament, L [mm]: 2370;- ecartament faţă, E1 [mm]: 1450;- ecartament spate, E2 [mm]: 14500;- garda la sol, hc [mm]: 128;- consolă faţă, c1 [mm]: 727;- consolă spate, c2 [mm]: 434;- unghiul de trecere faţă, 1 [grad]: 20;- unghiul de trecere spate, 2 [grad]: 45.

5

Fig.2 Dimensiunile principale

2.3. Amenajarea interioară.

Pentru a fi protejaţi de accidente pasagerii din cabina autoturismului este amplasată la mijloc . Din această cauză se iau o serie de măsuri atunci când este concepută „caroseria de securitate” cum ar fi : rigidizarea construcţiei fără reducerea vizibilităţii pentru îndeplinirea normelor la impactul frontal şi lateral , montarea unor mânere pentru uşi şi macarale pentru geamuri fără proeminenţe , tapisarea butucului volanului , a parasolarelor şi a torpedoului , folosirea coloanei de direcţie telescopice şi a unui volan uşor deformabil în direcţia axială , montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei geamul să sară afară .

6

Fig.3 Amenajarea interioară

Limitele de amplasare a organelor de comandă manuală la autoturisme şi dimensiunile principale ale postului de conducere al conducătorului auto se aleg conform STAS 6689/1-81 , astfel încât acestea să fie în permanenţă în raza de acţiune determinată de dimensiunile antropometrice ale conducătorului auto .

Fig.4. Dimensiunile postului de conducere(R-centrul articulaţiei capuluişi coapsei unui manechin bidimensional

Amenajarea interioară a caroseriei depinde de dimensiunile ce trebuie respectate în vederea asigurării confortului şi siguranţei pasagerilor.

În tabelul 2 sunt prezentate valorile parametrilor ce intervin în fig.4. T. 2.

7

Nr. Dimensiunea Valoarea

1 Unghiul de înclinare spre înapoi, [grade] 27

2 Distanţa verticală de la punctul R la punctul călcâiului, Hz[mm] 400

3 Cursa orizontală a punctului R, Hx [mm] 140

4 Diametrul volanului, D, [mm] 400

5 Unghiul de înclinare al volanului, [grade] ;(variabil) 40-50

6 Distanţa orizontală între centrul volanului şi punctul călcâiului, wx[mm] 406

7 Distanţa verticală între centrul volanului şi punctul călcâiului, wz[mm] 684

2.4. Masa autovehiculului, repartizarea acesteia pe punţi şi determinarea coordonatelor centrului de masă.

Masa autovehiculului

Este un parametru important la proiectare şi reprezintă suma maselor tuturor mecanismelor şi agregatelor din construcţia acestuia precum şi masa încărcăturii . Masa mecanismelor şi agregatelor autovehiculului reprezintă masa proprie şi se notează cu m0 , iar masa încărcăturii prescrise reprezintă masa utilă şi se notează cu mu .

Masa totală ma se obţine prin însumarea celor două componente :ma=mu+m0

Masa utilă transportată este încărcătura pe care o poate transporta autovehiculul în condiţiile în care acesta a fost construit . Se stabileşte cu relaţia :

mu=(68+7)*N+mbs [kg] unde : N=nr. de locuri din autoturism;

mbs=masa bagajului suplimentar.Se adoptă : N=4 şi mbs=100kg.

mu=(68+7)*4+100=400kg.Prin tema de proiectare a fost impus raportul : m0/ ma =0,61 .Masa proprie este masa autoturismului pregătit pentru deplasare deci cu

combustibil , ulei , trusă de scule , roată de rezervă , deci în ordine de mers .

8

Greutăţile autoturismului:- greutate totală Ga=10*ma=10256N=1025daN;- greutate utilă Gu=10*mu=4000N=400daN;- greutate proprie G0=10*m0=6256N=625daN.-Determinarea coordonatelor centrului de masă

Se consideră greutatea autovehiculului aplicată în centrul de masă situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autoturismului.

Poziţia centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a şi b şi înălţimea hg.

Fig.5. Coordonatele centrului de masă.

Alegerea poziţiei centrului de masă o vom face utilizând valori medii după date oferite de literatura de specialitate .

Deoarece avem un autoturism de tipul totul în faţă se alege :a/L=0,49 , încărcat

- unde L-ampatamentul ;hg/L=0,20 ,încărcat .

a=L*0,52=2370*0,49=1161,3mm. b=L-a=2370-1161,3=1208,7mm.hg=L*0,20=2370*0,20=474mm. Repartizarea masei autoturismului pe punţi şi pneuri m1=(b/L)*ma=(1208,7/2370)*1025,64=523,07kg m2=ma-m1=1025,64-525,07=500,57kg.

9

În funcţie de masele repartizate punţilor se poate determina masa ce revine unui pneu folosind relaţiile:

- pentru pneurile punţii faţă: mp1=m1/2=523,07/2=261,53kg;

- pentru pneurile punţii spate: mp2=m2/2=500,57/2=250,28kg.

Valorile mp1 şi mp2 astfel determinate condiţionează împreună cu viteză mazimă a automobilului tipul pneurilor folosite şi caracteristicile de utilizare .

2.5. Alegerea pneurilor şi determinarea razelor roţilor

Pneul reprezintă parte elastică a roţii şi este format din amvelopă şi cameră de aer .

La alegerea tipului de pneu ce urmează să echipeze autovehiculul proiectat se au în vedere : tipul şi destinaţia acestuia , greutăţile care revin roţilor din faţă respectiv spate , satisfacerea condiţiei de viteză maximă şi dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare .

Conform STAS 9090/80 se aleg anvelope cu următoarele caracteristici :- tipul pneului : 165 S R 14 (presiunea 2bar la 435 kg) ;- diametrul exterior : D=622 mm;- raza statică : rs=284mm;- lăţimea normală a secţiunii : B=165mm;- lăţimea în exploatare a secţiunii : 172 mm;- simbolul jantei: 5J x 14;

Raza roţii libere este dată după diametrul exterior :r0=D/2=622/2=311 mm .

Coeficientul de deformare depinde de presiunea :=0,930-0,935

Se adoptă : =0,932Raza de rulare este :

rr=*r0=0,932*311=289,85 mm

3. Determinarea rezistenţelor la înaintare

10

Forţele rezistente care se produc din interacţiunea dintre autovehicul şi mediul în care se deplasează sunt : rezistenţa la rulare a roţilor (Rr) , rezistenţa pantei (Rp) , şi rezistenţa aerului (Ra) .

Rezistenţele datorate datorate forţelor de inerţie intervine în perioadele de accelerare din care cauză se numeşte rezistenţa la accelerare sau demarare (Rd) .

3.1. Determinarea rezistenţei la rulare.

Rezistenţa la rulare este o forţă ce se opune înaintării autovehiculului şi are acţiune permanentă .

Cauzele fizice ale acestei rezistenţe la înaintare sunt :- frecările superficiale dintre pneu şi cale ;- deformarea cu histerezis a pneului ;- frecările din lagărele roţii ;- deformarea căii ;- percuţia dintre elementele pneului şi neregularităţile căii .

Rezistenţa la rulare mai depinde şi de :- viteza de deplasare ;- presiunea interioară a aerului din pneu ;- sarcina normală pe pneu ;- starea drumului şi momentul aplicat roţilor .

În calculele de proiectare dinamică a autovehiculelor rezistenţa la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenţei la rulare f , care reprezintă o forţă specifică la rulare definită prin relaţia :

f=Rr/Gacosαunde Rr – rezistenţa la rulare .Pentru automobilul de proiectat vom întocmi un tabel în care vom calcula

rezistenţa la rulare pentru diferite tipuri de drumuri şi pentru diferite unghiuri de înclinare ale pantei .

Pentru calculul rezistenţei la rulare se utilizează relaţia :[N]

Ga=10250[N] – greutatea automobilului de proiectat; - este expresia componentei greutăţii automobilului normală pe cale.

Având în vedere că autoturismul de proiectat este unul de oraş unghiul maxim pe care îl vom lua în calcul va fi de =22o şi considerăm pentru valorile următoare:

={0o, 4o, 8o, 12o, 16o, 20o, 22o}.

T.3.

11

[grade]

Şosea de asfalt bună (f=0,016)

Şosea pietruită (f=0,02)

Drum de pământ uscat

(f=0,03)

Drum cu gheaţă

(f=0,017)

Drum cu zăpadă

(f=0,030)

Şosea pavată bună

(f=0,027)0 164 205 307,5 174,25 307,5 276,75

4 163,6 204,5 306,7 173,82 306,7 276,07

8 162,4 203 304,5 172,55 304,5 274,05

12 160,41 200,52 300,78 170,44 300,78 270,7

16 157,64 197,05 295,58 167,49 295,58 266,02

20 154,1 192,63 288,95 163,74 288,95 260,05

22 152,05 190,07 285,1 161,56 285,1 256,59

3.2. Determinarea rezistenţei pantei

Având în vedere că la deplasarea autovehiculului pe un drum cu înclinare longitudinală , greutatea Ga se descompune după 2 direcţii , una perpendiculară pe planul drumului şi una paralelă cu acesta , componenta paralelă cu calea de rulare se numeşte forţă rezistentă la pantă deoarece se opune deplasării autovehiculului când acesta urcă panta . Dacă autovehiculul coboară panta atunci componenta devine forţă activă care contribuie la deplasare autovehiculului .

Expresia rezistenţei la pantă este :

unde: (+) la urcarea pantei ; (-) la coborârea pantei .

T.4. [grade] 0 4 8 12 16 20 22

Rp [N] 0 715 1426 2131 2825 3505 3839

3.3. Determinarea rezistenţei totale a drumului.

Rezistenţa la rulare şi rezistenţa pantei depind de starea căii de rulare şi de înclinarea acesteia , deci de caracteristicile căii de rulare . Suma acestor două rezistenţe Rr şi Rp reprezintă rezistenţa la înaintare a drumului dată de relaţia :

,unde este coeficientul rezistenţei totale a căii de rulare sau

rezistenţa specifică a căii de rulare.Pentru valori adoptate ca valori maxime se obţine :

şi

T.5. R[N] R1 R2 R3 R4 R5 R6

12

[grade]

f=0,016 f=0,02 f=0,03 f=0,017 f=0,03 f=0,027

=0o 164 205 307,5 174,25 307,5 276,75=4o 878,6 919,5 1021,7 888,82 1021,7 991,07=8o 1588,4 1629 1730,5 1598,55 1730,5 1700,05=12o 2291,41 2331,52 2431,78 2301,44 2431,78 2401,7=16o 2982,64 3022,05 3120,58 2992,49 3120,58 3091,02=20o 3659,1 3697,63 3793,95 3668,74 3793,95 3765,05=22o 3991,05 4029,07 4124,1 4000,56 4124,1 4095,59

3.4. Determinarea rezistenţei aerului.

Rezistenţa aerului Ra , care se opune mişcării autovehiculului , se manifestă ca rezultanta unor forţe paralele cu planul căii de rulare, de sens opus înaintării , rezistenţă care se poate considera că acţionează într-un punct din planul frontal al autovehiculului numit centru de presiune.

Cauzele fizice ale rezistenţei aerului sunt :- repartiţia inegală a presiunilor pe partea din faţă şi spate a caroseriei ;- frecarea dintre aer şi suprafeţele pe lângă care are loc curgerea acestuia ;- energia consumată pentru turbionarea aerului ;- rezistenţa curenţilor exteriori folosiţi pentru răcirea diferitelor organe şi

pentru ventilarea caroseriei .Pentru calculul rezistenţei aerului se recomandă utilizarea relaţiei:

[N] unde: – densitatea aerului în condiţii atmosferice standard , care ia valori între

1,2..2,2 kg/m3 .Pentru condiţiile atmosferice standard ( p=101,33*10-3 [N/m2] şi T=280oK ) densitatea aerului are valoarea 1,225 kg/m3 ; cx – coeficientul de rezistenţă al aerului; A – aria secţiunii transversale maxime [m2]; v – viteza de deplasare a automobilului [m/s] .

Coeficientul aerodinamic este: [kg/m3], iar rezistenţa aerului devine:

[N]În condiţii atmosferice standard [kg/m3] .Ţinând seama de soluţiile similare se adoptă cx=0,30 iar k devine : .Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie cu relaţia :

[m2]unde : B=1450mm=1,45m ;

H=1500mm=1,5m .Rezultă : A=2,175 m2 .Rezistenţa maximă a aerului este dată de relaţia:

[N].

13

v [km/h] 40 50 60 80 100 120 140 160

v [m/s] 11,11 13,88 16,66 22,22 27,77 33,33 38,88 44,44

Ra [N] 4,44 5,54 6,65 8,88 11,09 13,32 15,53 17,76T.6.

3.5. Determinarea rezistenţei la demarare.

Rezistenţa la demarare Rd , este o forţă de rezistenţă ce se manifestă în regimul de mişcare accelerată a autovehiculului .

Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanţul cinematic al transmisiei dintre motor şi roţile motoare , sporirea vitezei de translaţie a autovehiculului se obţine prin sporirea vitezei unghiulare de rotaţie ale elementelor transmisiei şi roţilor . Masa autovehiculului în mişcare de translaţie capătă o acceleraţie liniară iar piesele în rotaţie acceleraţii unghiulare . Influenţa asupra inerţiei în translaţie a pieselor aflate în rotaţie se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie .

Rezistenţa la demarare este astfel dată de relaţia:

unde: ma - masa autovehiculului [kg] ; - coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie; – accelerarea mişcării de translaţie a autovehiculului .Pentru calculul rezistenţei la demarare este necesară cunoaşterea mărimii

coeficientului de influenţă a maselor în mişcare de rotaţie .Pentru calculul coeficientului de influenţă a pieselor în mişcare de rotaţie

pentru fiecare treaptă folosim relaţia :

unde : Im este momentul masic de inerţie al pieselor motorului reduse la arborele primar al cutiei de viteze . Pentru autoturisme Im=0,2-0,7 kg*m2 . Se adopt Im=0,2 kg*m2 ;

IR este momentul masic de inerţie al unei roţi. Pentru autoturisme IR=2-6 kg*m2 . Se adoptă IR=2 kg*m2 ; icvk este raportul de transmitere al treptei respective de turaţie ; i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale ; t este randamentul transmisiei . Se adoptă t=0,93 ; rr este raza de rulare a roţilor motoare : rr=289,85mm.

Se adoptă ţinând seama de recomandările din literatura de specialitate şi soluţiile similare : - demultiplicare tr.1 : 3,545 ; - demultiplicare tr.2 : 1,913 ;

- demultiplicare tr.3 : 1,31 ;

14

- demultiplicare tr.4 : 1,027 ; - demultiplicare tr.5 : 0,85 ;

- raportul de demultiplicare al punţii : 4,294 .

T.7.Treapta de viteză 1 2 3 4 5

k 1,526 1,099 1,07 1,064 1,057

Valorile rezistenţelor la demarare sunt prezentate în tabelul 8 .T.8.

Treapta de viteză 1 2 3 4 5Rd [N] pentru a=2m/s2 3128,3 2252,9 2193,5 2181,2 2166,85

Rd [N] pentru a=2,5m/s2 3910,3 2816,1 2741,8 2726,5 2700,8

4. Calculul de tracţiune

15

Calculul de tracţiune cuprinde determinarea parametrilor principali ai motorului şi transmisiei care pun în evidenţă performanţele autovehiculului cerute prin tema de proiectare .

4.1. Adoptarea randamentului.

Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roţilor motoare ale acestuia .

Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei apreciindu-se din punct de vedere calitativ prin randamentul transmisiei t.

Ţinând cont că transmisia este alcătuită din cutie de viteze şi transmisie principală, atunci:

unde : cv este randamentul cutiei de viteze ; se adoptă cv=0,955 ; 0 este randamentul transmisiei principale; se adoptă 0=0,94 .Atunci : t=0,897 .

4.2. Alegerea tipului motorului

Având în vedere parametrii de alegere ai motorului pentru autoturismul de proiectat, de avantajele pe care le oferă un motor cu aprindere prin scânteie şi de studiul soluţiilor similare , în conformitate cu performanţele necesare se alege un motor M.A.S.

Se adoptă nP=6000 rpm .

4.3. Determinarea analitică a caracteristicii exterioare

Pentru un motor existent , caracteristica exterioară se determină pe standul de încercări motoare . În acest caz evaluarea caracteristicii externe revine la prelucrarea datelor experimentale .

Pentru evaluare unei caracteristici ce nu poate fi determinată pe stand este necesar să se cunoască cel puţin două puncte de pe caracteristica externă şi anume punctele de performanţă (Pmax, nP) şi (Mmax, nM).

Pentru evaluarea analitică se foloseşte polinomul incomplet de gradul 3:

de unde:

.

Pentru determinarea coeficienţilor polinomiali , , , se poate scrie sistemul de ecuaţii:

16

rezultând :

, , , ,

unde :

este coeficientul de elasticitate al motorului ; Se adoptă ce=0,66 ;

este coeficientul de adaptabilitate al motorului; Se adoptă ca=1,16 .

După efectuarea calculelor se obţine : =0,52 ; =1,94 ; =-1,47 .Pentru completarea caracteristicii externe cu curba consumului se propune

utilizarea relaţiei :

unde : cep este consumul specific de combustibil la turaţia puterii maxime.Se adoptă cep=300g/kw*h .

4.3.1. Determinarea puterii la viteză maximă şi la pantă maximă.

Deplasarea cu viteză maximă presupune dezvoltarea unei forţe la roată FR max. Din definirea puterii ca produs dintre forţă şi viteză, realizarea performanţei de viteză maximă, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:

unde : Pvmax este puterea dezvoltată de motor pentru atingerea vitezei maxime ; FRvmax este forţa la roată la viteza maximă ; t este randamentul transmisiei .Prin explicitarea analitică a forţei la roată obţinem :

de unde pentru autoturismul proiectat avem : Ga=10256N ; f=0,016 (pentru asfalt bun) ; vmax=160km/h=44,44m/s ; cx=0,3 ; A=2,175m2 ; t=0,87 .

Punând condiţia ca puterea la viteză maximă să corespundă punctului de turaţie maximă se obţine pentru puterea maximă a motorului:

Cunoscând că raportul pentru autoturisme atunci:

, atunci :

17

Pentru calculul în proiect a caracteristicii externe a motorului , datele cunoscute se vor înscrie în tabelele următoare .

T.9.Valori ale turaţiei semnificative ale motoruluiTuraţia n0 nM nce nP nmax

Valoarea [rpm] 1000 3960 3960 6000 6600

T.10.Valori ale coeficienţilor caracteristici motoruluiCoeficientul ce

Valoarea 0,66 0,49 1,94 -1,51

Ţinând cont de următoarele relaţii se întocmeşte tabelul cu valori pentru trasarea caracteristicii externe:

; ; ; , .

T.11n [rpm] n/np *n/np *(n/np)2 *(n/np)3 A P [kw] M [Nm] B ce [g/kwh]1000 0,166 0,086 0,053 -0,0068 0,133 5,625 53,72 1,055 316,61500 0,25 0,13 0,121 -0,022 0,228 9,601 61,12 1 3002000 0,333 0,173 0,215 -0,054 0,334 14,066 67,16 0,955 286,62500 0,416 0,216 0,336 -0,106 0,447 18,806 71,84 0,922 276,63000 0,5 0,26 0,485 -0,183 0,561 23,606 75,14 0,9 2703500 0,583 0,303 0,66 -0,291 0,671 28,251 77,08 0,888 266,63960 0,66 0,343 0,845 -0,422 0,765 32,203 77,66 0,888 266,54000 0,666 0,346 0,862 -0,435 0,773 32,526 77,65 0,888 266,64500 0,75 0,39 1,091 -0,62 0,861 36,217 76,86 0,9 2705000 0,833 0,433 1,347 -0,85 0,929 39,109 74,7 0,922 276,65500 0,916 0,476 1,63 -1,132 0,974 40,988 71,17 0,955 286,666000 1 0,52 1,94 -1,47 0,99 41,639 66,27 1 3006600 1,1 1,1 1,21 -1,331 0,979 146,85 212,48 1,068 320,4

4.4. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Funcţionarea automobilului în condiţii normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu , gama rezistenţelor la înaintare fiind foarte mare . Pentru ca un automobil să poată acoperi necesarul de forţă de tracţiune şi de putere la roată transmisia trebuie să se adapteze .

4.4.1. Raportul de transmitere maxim

18

Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere , obţinut când este cuplată prima treaptă de viteză în cutia de viteze se pot formula ca performanţe dinamice independente sau simultane următoarele:

- panta maximă (oCmax) sau rezistenţa specifică a căii (max) ;- acceleratia maximă de pornire din loc (a1max).

Din condiţiile de autopropulsare :

, se obţine

FRmax este forţa la roată necesară şi este definită cu relaţia:

rd=0,289 mMmax=77,66 NmRezultă : itmax=19,02 . Pentru ca forţa la roată să fie situată în domeniul de ofertă trebuie ca :

de unde rezultă: .

Pentru automobilele 4x2 cu puntea motoare în faţă:

unde : m1 este coeficientul de încărcare dinamică la limita de aderenţă pentru punte faţă dat de relaţia:

Se adoptă itmax=9,79 .

4.4.2. Raportul de transmitere minim

Raportul de transmitere se calculează din condiţia cinematică de realizare a vitezei maxime când motorul funcţionează la turaţia maximă .

, de unde:

Având : rr=0,289m ; nmax=6600rot/min ; vmax=44,44m/sRezultă : itmin=4,49 .

19

4.4.3. Raportul de transmitere al transmisiei principale

Raportul de transmitere i0 se calculează din condiţia de realizare a vitezei maxime şi se consideră cunoscute vmax, raza de rulare şi turaţia de viteză maximă nmax.

.

4.4.4. Raportul de transmisie al primei trepte din cutia de viteze

Pentru determinarea raportului din prima treaptă a cutiei de viteze se foloseşte relaţia :

Din condiţia de aderenţă :

Condiţia este îndeplinită .

4.4.5. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi calculul rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte din cutia de viteze. Trasarea diagramei ferăstrău.

Cunoscând raportul de transmitere pentru treapta I a cutiei de viteze , se pot determina şi rapoartele de transmitere pentru celelalte trepte ale cutiei de viteze .

În cazul etajării cutiei în progresie geometrică , între valoarea maximă i1 şi cea minimă in-1=1 în cutia de viteze sunt necesare n-1 trepte date de relaţia:

, înlocuind obţinem: , adopt n=5 ca număr de trepte.

Fiind determinat numărul de trepte şi ţinând seama de faptul că i4=1, într-o treaptă k raportul de transmitere este dat de relaţia: . Rezultă următoarele rapoarte de transmitere:

icv1=2,18 ;icv2=1,79 ;icv3=1,47 ;icv4=1 ;Se adoptă icv5=0,85 .Vitezele maxime care pot fi atinse în treptele de viteze sunt:

20

Trasarea diagramei ferăstrău

Pentru diagrama ferăstrău , avem nevoie de următoarele:

;

;

;

v1max=v2min; v2max=v3min; v3max=v4min ; v4max=v5min .Se reprezintă grafic variaţia vitezei unghiulare în raport cu viteza de deplasare a

autovehiculului pentru fiecare treaptă de viteză .Treapta a patra nu este considerată în performanţele dinamice , deoarece , datorită

alungirii curbei puterii , puterile disponibile sunt relativ scăzute , deci performanţele automobilului sunt influenţate negativ .

Bibliografie :

1. Tabacu , I.,ş.a.- Dinamica autovehiculelor. Îndrumar de proiectare .Piteşti, 1990

2. Poţincu , Ghe. – Dinamica autovehiculelor – vol.1 .Piteşti, 19973. Autocatalog 2001

21

Cuprins

1. Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare………………pag.1 2.Organizarea generală şi alegerea parametrilor principali……………….pag.5 2.1. Modul de dispunere a echipamentului de tracţiune……………...pag.5

2.2. Dimensiunile principale………………………………..….……..pag.6

22

2.3. Amenajarea interioară……………………………………………pag.7 2.4. Masa autovehiculului, repartizarea acesteia pe punţi şi determinarea coordonatelor centrului de masă…………………pag.9 2.5. Alegerea pneurilor şi determinarea razelor roţilor……………...pag.11

3.Determinarea rezistenţelor la înaintare………………..……………….pag.12 3.1.Determinarea rezistenţei la rulare……………………………….pag.12 3.2.Determinarea rezistenţei pantei…………………………………pag.13 3.3. Determinarea rezistenţei totale a drumului……………………..pag.13 3.4. Determinarea rezistenţei aerului. ………………………………pag.14

3.5. Determinarea rezistenţei la demarare. ………………………….pag.15

4.Calculul de tracţiune ………………………………………………….pag.17 4.1.Adoptarea randamentului ……………………………………….pag.17

4.2. Alegerea tipului motorului ……………………………………..pag.17 4.3. Determinarea analitică a caracteristicii exterioare ……………..pag.17

4.3.1. Determinarea puterii la viteză maximă şi la pantă maximă. .pag.18 4.4. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei ……………………………………………………....pag.21

4.4.1. Raportul de transmitere maxim …………………………….pag.214.4.2. Raportul de transmitere minim …………………………….pag.224.4.3. Raportul de transmitere al transmisiei principale………….. pag.224.4.4. Raportul de transmisie al primei trepte din cutia de viteze ...pag.22 4.4.5.Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi calculul rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte din cutia de viteze. Trasarea diagramei ferăstrău. ……pag.22

23