Automobil 4 locuri si masa de 1300.Motor 77 kw dispus longitudinal si tractiune 4 x 4
102
CAP.I STUDIUL SOLUTIILOR SIMILARE SI AL TENDINTELOR DE DEZVOLTARE 1.1 Solutii similare In vederea proiectarii unui tip de autovehicul trebuie sa se tina seama de datele impuse prin tema. Aceste date precizeaza particularitati legate de destinatia si performantele autovehiculului, fiind necesara nintr-o prima etapa, gasirea unor solutii constructive déjà existente, ale caror caracteristici sunt asemanatoare cu cele ale auvehiculului impus prin tema de proiectare. Literature de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de autoturisme, informatii legate de organizarea generala, de modul de dispunere a motorului si puntii motoare, de organizarea transmisiei etc. de asemenea, sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utila si proprie, tipurile sistemelor de directie si franare, tipul suspensiei etc. Tabelul 1.1. Solutiile similare Nr . cr Marca si modelul Motor si transmisie Vmax [km/h] Ampl mot. Cilind ree [ DxS [mm] Rap com. Pmax[Cp (kw)/rp Mmax [Nm/rpm]
Transcript
CAP.I STUDIUL SOLUTIILOR SIMILARE SI AL TENDINTELOR DE DEZVOLTARE
1.1 Solutii similare In vederea proiectarii unui tip de autovehicul trebuie sa se tina seama de datele impuse prin tema. Aceste date precizeaza particularitati legate de destinatia si performantele autovehiculului, fiind necesara nintr-o prima etapa, gasirea unor solutii constructive déjà existente, ale caror caracteristici sunt asemanatoare cu cele ale auvehiculului impus prin tema de proiectare. Literature de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de autoturisme, informatii legate de organizarea generala, de modul de dispunere a motorului si puntii motoare, de organizarea transmisiei etc. de asemenea, sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utila si proprie, tipurile sistemelor de directie si franare, tipul suspensiei etc.
In tabelul 1.1 se prezinta, pentru segmentul autoturismelor cu performante apropiate autoturismului din tema de proiectare, principalii paramentrii constructive si ai performantelor pentru un numar de 10 modele.
Analizand cu atentie toate aceste informatii si avand in vedere tendintele de dezvoltare caracteristice categoriei de autoturisme cercetate se pot stabili, pentru inceput , prin comparare, unele date initiale, absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar fi : organizarea generala, amenajarea interioara, dimensiunile geometrice, greutatea autoturismului si repartizarea sa pe punti, alegerea pneurilor si determinarea razei de rulare. Prin tema de proiectare, s-a impus viteza maxima (Vmax=195km/h) a unui autoturism cu 5 locuri
În privinţa dimensiunilor geometrice, în figurile 1.1 si 1.2 se prezintă analize comparative, pentru fiecare dimensiune, denumită criteriu de analiză.
Pentru criteriu s-a determinat o valoare medie care cu mici modificări va fi folosită pentru reprezentarea automobilului ce urmează a fi proiectat.
Fig.1.1. Ampatamentul automobilelor
Mărimea ampatamentului este orientată spre valoarea aleasă ca medie cu mici abateri de la aceasta pentru fiecare model în parte. (Valoarea medie: 2670mm).
Skoda S
uperb
Volkswage
n Passat
Peugeo
t 407
Opel Astr
a
Volvo V40
Toyo
ta Aven
sis
Subaru
Legac
y
Renau
lt Mega
ne
Mitsubish
i Lancer
Mazda 3
2400
2450
2500
2550
2600
2650
2700
2750
2800
Fig.1.1
Fig.1.2. Lungimea automobilelor
Lungimea se reprezinta de asemenea ca o dimensiune compacta datorata asemanarii solutiilor de organzare. (Valoarea medie: 4637mm).
Skoda S
uperb
Volkswage
n Passat
Peugeot 407
Opel Astra
Volvo V40
Toyota Aven
sis
Subaru Leg
acy
Renault Mega
ne
Mitsubish
i Lancer
Mazda 3
4200
4300
4400
4500
4600
4700
4800
4900
Fig.1.2
Fig.1.3. Latimea automobilelor
In ceea ce priveste latimea autovehiculelor prezentate in solutiile similar se constata ca este orientata catre valoarea medie. (Valoarea medie: 1758mm).
Skoda S
uperb
Volkswage
n Passat
Peugeot 4
07
Opel Astr
a
Volvo V40
Toyota Aven
sis
Subaru Le
gacy
Renault Mega
ne
Mitsubish
i Lancer
Mazda 3
1600
1650
1700
1750
1800
1850
Fig.1.3
Fig.1.4 Inaltimea automobilelor
Inaltimea acestor autovehicule este apropiata de valoarea medie. (Valoarea medie: 1460mm).
Skoda S
uperb
Volkswage
n Passat
Peugeot 4
07
Opel Astr
a
Volvo V40
Toyota Aven
sis
Subaru Le
gacy
Renault Mega
ne
Mitsubish
i Lancer
Mazda 3
1360
1380
1400
1420
1440
1460
1480
1500
1520
Fig.1.4
Fig.1.5. Ecartamentul automobilelor (fata)
Ecartamentul (Valoarea medie: 1517mm)
Skoda S
uperb
Volkswage
n Passat
Peugeot 4
07
Opel Astr
a
Volvo V40
Toyota Aven
sis
Subaru Le
gacy
Renault Mega
ne
Mitsubish
i Lancer
Mazda 3
1380
1400
1420
1440
1460
1480
1500
1520
1540
1560
1580
Fig.1.5
Fig.1.6. Ecartamentul automobilelor (spate)
Ecartamentul (Valoarea medie: 1503mm).
In continuare, pe baza datelor din tabelul 1.1 s-a extins studiul de analiza comparativa pentru o serie de criteria definite cu ajutorul performantelor energetice.
Skoda S
uperb
Volkswage
n Passat
Peugeot 4
07
Opel Astr
a
Volvo V40
Toyota Aven
sis
Subaru Le
gacy
Renault Mega
ne
Mitsubish
i Lancer
Mazda 3
1420
1440
1460
1480
1500
1520
1540
1560
Fig.1.6
Fig.1.7.Masa proprie a autovehiculelor
Skoda S
uperb
Volkswage
nPeugeo
t
Opel Astr
a
Volvo V40
Toyota Aven
sis
Subaru Le
gacy
Renault Mega
ne
Mitsubish
i Lancer
Mazda 3
1360
1380
1400
1420
1440
1460
1480
1500
1520
Fig.1.7
1.2. Tendinţe de dezvoltare
Pentru alegerea sau determinarea parametrilor initiali care intrevin in calcul este necesar, pe langa studiul solitiilor constructive asemanatoare, deja existente in lume, sa se faca si o cercetare a tendintelor de dezvoltare specifice categoriei de autovehicule studiate.
Tendinţe de dezvoltare a autoturismelor
Autoturismele au stat si stau in permanenta in atentia marelui public, datorita implicarii lor tot mai intense in viata cotidiana. Constructia autoturismelor, a elementelor componente, se perfectioneaza permanent, urmarindu-se imbunatatirea performantelor de dinamicitate sau franare, a performantelor de economicitate, de stabilitate si de confort, de securitate activa si pasiva. Motoarele autoturismelor au beneficiat de o atentie deosebita, eforturile de sporire a performantelor lor fiind indreptate spre mai multe directii:
1.cresterea performantelor functionale si constructive prin gestionarea electronica a regimurilor de functionare;
2.reducerea consumului de combustibil;
3.marirea puterii litrice;
4.reducerea costurilor de fabricatie;
5.reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare;
6.realizarea de motoare cat mai fiabile, cat mai usoare si cat mai compacte.
Combustibili alternativi: metanol din gaz natural sau din cărbune, etanol din biomasă, biodiesel şi alţii la fel, gaz natural comprimat (CNG), Propan (LPG), Hidrogen, Diesel sintetic (DME).
Creşterea siguranţei de circulaţie şi la impact:
Siguranţa activă:
- Sisteme de control al stabilităţii autovehiculului (ABS, ASR,EBD,, suspensii active etc.);
- Sisteme de diagnosticare la bord (OBD);
Siguranţa pasivă:
- Optimizarea sistemelor de reţinere;
- Optimizarea structurilor de rezistenţă
- Pneuri antipană.
Creşterea fiabilităţii:
- Controlul proceselor de degradare a stării tehnice (mecanica
ruperii, tribologie etc.);
- Materiale cu proprietăţi superioare;
- Perfecţionarea sistemelor de mentenanţă.
Motoare M.A.I.
- Reducerea consumului de combustibil;
- Reducerea emisiei nocive;
- Reducerea emisiei de zgomote şi vibraţii la surse;
- Ridicarea gradului de securitate a conducerii autoturismului;
- Reducerea costurilor de fabricatie.
Transmisia autoturismului a constituit si constituie obiectul unor continue cerecetari urmarindu-se prin solutiile constructive propuse, o cat mai buna corelare intre momentul motor activ si cel rezistent, reducerea consumului de combustibil, sporirea sigurantei si confortului de conducere. Se constata ca pe langa transmisiile mecanice clasice se folosesc si alte categorii de transmisii, cum sunt cele automate, cele cu variatie continua a raportului de transmitere, sau, mai nou electrice.
Suspensia a facut obiectul unor studii aprofundate privind conditionarea reciproca dintre pneu ,suspensie si cale de rulare. Acestea au permis sa se obtina ,prin simularea pe calculator a fenomenelor complexe care au loc in timpul deplasarii autoturismului ,o suspensie corespunzatoare pentru fiecare model cercetat.Echiparea a cu suspensie independente pe toate rotile , prin folosirea amortizoarelor hidraulice si hidropneumatice.
Suspensia mecanica clasica este supusa unor modificarii permanente urmarindu-se perfectionarea cinematici sale, a legaturii intre suspensie si structura de rezistenta a automobilului ,si a atenuarii scurilor si vibratiior
Sistemul hidropneumatic caracteristic automobulului Citroen care asigura pozitii constante a caroseriei prin colerarea miscarilor tuturor rotilor a automobilului indiferent de calitatea caii de rulare.
Sistemul de franare cunoaste, de asemenea, preocupari intense de imbunatatire, generalizate, avand sistemul de franare cu dublu circuit. Autoturismele sunt echipate fie numai cu frane cu disc, fie cu frane mixte, adica cu frane cu tambur la rotile din spate si cu frane disc la rotile din fata.
Sistemul de franare cu control electronic, asa numitele A.B.S. care impedica blocarea rotilor in cazul farnarilor intesive si care permit pastrarea controlului automobilului in orice situatie ,cunosc o larga utilizare la aproape toate categoriile de automobile.
Sistemul de directie se realizeaza in solutii constructive legate de tipul suspensiei folosite, in scopul asigurarii unei cinematici corecte rotilor de directie. Ca tendinte actuale se remarca cresterea comoditatii de conducere si sigurantei in deplasare prin extinderea folosirii servodirectiilor si la clase mai mici de autoturisme, reducerea efectului reactiilor inverse, de la roata spre volan, asigurarea cresterii sigurantei conducatorului sau pasagerilor in deplasare prin folosirea airbag-urilor (frontale sau laterale) si prin folosirea unor volane si axe volan rabatabile sau telescopice.
Caroseria este aproape in totalitate autoportanta. Cercetarile si incercarile efectuate au condus la realizarea unor caroserii avand coeficienti aerodinamici tot mai coborati. Datorita folosirii otelurilor de inalta rezistenta, cu o limita de elasticitate ridicata, rigiditatea caroseriei, factor important in ameliorarea tinutei de drum, a fost mult imbunatatita. Sau luat masuri de reducere a greutatii proprii prin inlocuirea pieselor din metal cu piese din materiale plastice, sau din materiale compozite, se imbunatateste permanent secauriatea activa si pasiva pe care automobilul o poate asigura pietonilor, respectiv pasagerilor, insonorizarea autoturismelor a permis reducerea zgomotului.
Concluzie
Pentru alegerea sau determinarea parametrilor initiali, care intervin in calcul, se va tine seama atat de studiul solutiilor contructive asemanatoare, deja existente in lume, cat si de tendintele de dezvoltare actuale, astfel incat autoturismul ce urmeaza sa fie proiectat sa se incadreze, din punct de vedere al performantelor, atat pe ansamblu cat si pe elemente, in normale de calitate si competitivitate care caracterizeaza productia mondiala de autoturisme.
CAP.II ORGANIZAREA GENERALĂ ŞI ALEGEREA PARAMETRILOR PRINCIPALI
2.1. Modul de dispunere a echipamentului de tracţiune
În organizarea de ansamblu a autovehiculelor s-au obţinut diverse soluţii în functie de:
-modul de dispunere a motorului;
-poziţia punţii motoare;
-tipul caroseriei;
-modul de dispunere a încărcăturii.
Dispunerea şi componenţa ansamblurilor ce constitue echipamentul de tracţiune reprezintă o problemă de concepţie constuctivă. Schema adoptată stabileşte de la început caracterul autovehiculului în mişcare şi în acelaşi timp limitează posibilităţile de dezvoltare şi de amplasare a calorlalte echipamente ale autovehiculului justificând astfel realizarea prezentului studiu pentru adoptarea celei mai avantajoase soluţii de punte motoare din punctul de vedere al tipului constructiv şi al modului de amplasare a acesteia.
Astfel, sunt prezentate în continuare, pentru autoturisme , soluţiile de dispunere a echipamentului de tracţiune şi anume:
a) soluţia clasică – motorul în faţă şi puntea motoare în spate
Soluţia clasica -schema constructivă
Soluţia clasica -schema cinematică
Soluţia clasică permite o mai mare elasticitate în organizarea de ansamblu a autoturismului. In mod obişnuit motorul şi cutia de viteze sunt dispuse la partea din faţă, iar transmisia principală, respectiv puntea motoare la partea din spate, dar exisră şi soluţii la care atât transmisia principală cât şi cutia de viteze sunt amplasate în cadrul punţii spate
Avantaje ale soluţiei clasice:
- încărcare echilibrată a punţilor şi uzură uniformă a pneurilor
- accesibilitate bună la motor şi transmisie
- sistem de răcire mai simplificat
Dezavantaje ale soluţiei clasice:
- centrul de greutate este mai ridicat, deci stabilitate mai redusă
- existenţa unor vibraţii pe transmisie, datorate existenţei transmisiei longitudinale, care poate genera fenomenul de rezonanţă
- legătura dintre motor şi transmisie fiind mai complexă creşte costul autoturismului.
b) soluţia totul în faţă – motorul şi puntea motoare în faţă
Soluţia totul în faţă(motor longitudinal) -schema constructivă
Soluţia clasica -schema cinematică
Soluţia clasică permite o mai mare elasticitate în organizarea de ansamblu a autoturismului. In mod obişnuit motorul şi cutia de viteze sunt dispuse la partea din faţă, iar transmisia principală, respectiv puntea motoare la partea din spate,
dar exisră şi soluţii la care atât transmisia principală cât şi cutia de viteze sunt amplasate în cadrul punţii spate
Avantaje ale soluţiei clasice:
- încărcare echilibrată a punţilor şi uzură uniformă a pneurilor;
- accesibilitate bună la motor şi transmisie;
- sistem de răcire mai simplificat.
Dezavantaje ale soluţiei clasice:
- centrul de greutate este mai ridicat, deci stabilitate mai redusă
- existenţa unor vibraţii pe transmisie, datorate existenţei transmisiei longitudinale, care poate genera fenomenul de rezonanţă
- legătura dintre motor şi transmisie fiind mai complexă creşte costul autoturismului
c) Solutia totul spate
Soluţia totul în spate -schema cinematică:
Soluţia totul spate oferă atât varianta plasării motorului longitudinal cât şi transversal
Avantaje ale soluţiei totul în spate:
- permite o profilare aerodinamică mai uşoară la partea din faţă
- se evită distrugerea grupului motor- transmisie ca în cazul ciocnirilor frontale
- permite posibilitatea realizării unor unghiuri de bracare mari pentru puntea faţă.
Dezavantaje ale soluţiei totul în spate:
- stabilitate mai redusă în viraj
- sistem de răcire mai complicat al motorului
- instabilitate la vânt lateral(centrul de greutate prea în spate)
- autoturismul are caracter supravirator
Dispunerea echipamentului de tracţiune se poate realiza în trei variante constructive:
a) - soluţia „clasică” - motorul în faţă şi puntea motoare în spate. Aceasta soluţie se aplică, în general, la autoturismele de dimensiuni şi capacităţi cilindrice mari;
b) - soluţia „totul în faţă”- motorul şi puntea motoare în faţă. Se întâlneşte la autoturismele de construcţie modernă în procent de 80%;
c) - soluţia „totul în spate” - motorul şi puntea motoare în spate.
Se adoptă, ca soluţie de organizare a transmisiei şi a sistemelor, soluţia „totul in fata” , ca urmare a studiului soluţiilor similare şi a datelor impuse prin tema de proiectare.
2.2. Dimensiunile principale
Funcţie de tipul şi destinaţia autovehiculului definite prin tema de proiectare, ţinând seama de autovehiculele similare considerate în studiul soluţiilor similare şi având în vedere tendinţa de dezvoltare se adoptă un autoturism cu următoarele caracteristici:
lungimea automobilului 4495mm – care reprezintă distanţa dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului şi tangente la acesta în punctele extreme din faţă şi din spate, toate elementele din faţă şi din spate sunt incluse în aceste două plane
lăţimea vehiculului 1810mm – reprezintă distanţa dintre două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului, tangente la acesta de o parte şi de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid cu excepţia oglinzilor retrivizoare, sunt cuprinse în aceste plane
înălţimea vehiculului 1480mm –reprezintă distanţa dintre planul de sprijin şi un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă, fără încărcătută utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise;
ampatamentul 2650mm – reprezintă distanţa între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului:
ecartamentul faţă/spate 1545/1545mm - reprezintă distanţa dintre centrele petelor de contact al pneurilor cu solul:
2.3. Amenajare interioară
Autoturismul are în compunere cinci uşi care se deschid in plan orizontal, facand posibila intrarea in autovehicul.
Studiul ergonomic al postului de conducere
Dimensiunile principale ale postului de conducere şi limitele de amplasare a organelor de comanda manuală le-am ales după reglementările STAS 12613–88. Punctul R, figura 2.3.1, defineşte punctul de referinţă al locului de aşezare şi reprezintă centrul articulaţiei corpului şi coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS 10666/3–76.
a) Ughiul de înclinare spre înapoi
Adopt = 13[]
b) Distanţa verticală de la punctul R la punctul călcâiului, Hz.
Adopt Hz = 300 [mm]
c) Cursa orizontală a punctului R
Hx = 140[mm]
d) Diametrul volanului
Adopt D = 400 [mm]
e) Unghiul de înclinare al volanului (variabil)
Adopt = 15-50[]
f) Distanţa orizontală între centrul şi punctul călcâiului
Adopt Wx = 406[mm]
g) Distanţa verticală între centrul volanului şi punctul călcâiului
Adopt Wz = 684[mm].
Fig.2.3.1. Dimensiunile postului de conducere
2.4. Masa autovehiculului, repartizarea acesteia pe punţi şi determinarea coordonatelor centrului de masă
2.4.1 Masa proprie.
Masa proprie, este o mărime ce caracterizează construcţia automobilului şi este determinată de suma maselor tuturor sistemelor şi subsistemelor componente, când automobilul se află în stare de utilizare.
În cazul autoturismelor, metoda recomandată pentru alegerea greutăţii proprii, constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându-se în vedere tendinţele de dezvoltare care vizează utilizarea unor soluţii constructive şi materiale cu mase proprii reduse, astfel că, se creează premise reducerii maselor proprii (mase plastice, materiale compozite, oţeluri de înaltă rezistenţă etc.).
În concordanţă cu soluţiile similare prezentate în tabelul 1.1, am adoptat pentru masa proprie următoarea valoare:
m0= 1185 kg, cunoscand aceasta relatie putem afla urmatoarea caracteristica:
Ga=G0+Gu
Gu=5*75+100=475 daN
Ga=11850+250=12100 daN
2.4.2.Centrul de masă. Coordonatele centrului de masă.
Masa autovehiculului, se consideră aplicată în centrul de masă (centrul de greutate), situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autoturismului.
Greutatea autoturismului se consideră aplicată în centrul de greutate situat în planul vertical care trece prin axa longitudinală de simetrie a autoturismului.
Poziţia centrului de masă, se apreciază prin coordonatele longitudinale a şi b şi înălţimea hg (STAS 6926/2-78)
În faza de proiectare a automobilului, alegerea poziţiei centrului de masă, se poate face prin mai multe metode şi anume
utilizarea de valori în concordanţă cu valorile coordonatelor centrului de masă al autovehiculelor considerate în studiul soluţiilor similare;
utilizarea de valori medii după date oferite de literatura de specialitate.
Astfel de valori, sunt indicate în tabelul 2.4.3.1.
Parametrul Valoareaa/L 0,45…0,55
hg/L 0,16…0,26
Tabelul. 2.4.3.1 Mărimile coordonatelor centrului de greutate
Adopt:
aL=0 ,48 ⇒ a=0 ,48⋅L=0 ,48⋅4495 ⇒ a=2157 mm
hg
L=0,2 5 ⇒ hg=0 ,25⋅L=0 ,25⋅4495 ⇒ hg=1123mm
b=L−a=4495−2157=2338 mm
Masa autovehiculului se transmite prin intermediul punţilor. În cazul de faţă, masele ce revin punţilor sunt :
m1=bL⋅ma=0 ,52⋅1210=629.20 Kg
m2=aL⋅ma=0 ,48⋅1210=580 .80 Kg
Greutăţile ce revin punţilor autovehiculului vor fi:
G1=bL⋅Ga=62920N
G2=aL⋅Ga=5808N
2.5. Alegerea pneurilor şi determinarea rezelor roţilor
Pneul reprezintă partea elastică a roţii şi este format din anvelopa şi camera de aer.
La alegerea tipului de pneu ce urmează să echipeze autoturismul proiectat se au în vedere: tipul şi destinaţia acestuia, greutăţile care revin roţilor din faţă şi spate, satisfacerea condiţiei de viteză maximă şi dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare.
În figura alăturată s-au notat cu:
D-diametrul exterior al anvelopei d-diametrul interior al anvelopei H-înălţimea profilului B-laţimea profilului D=d+2*H
rr= λ∗r0
unde: λ=093 . .. .0 . 935
Se adopta λ=0 .935
Lr -circumferinţa de rulareLr=2 π∗r r
Astfel, ţinând seama de aceasta recomandările anterioare, aleg pneul 195/60/R15 cu următoarele caracteristici:
Lăţimea secţiunii B =195mm Înalţimea secţiunii H =118mm ; Diametrul interior al anvelopei d= 381mm ; Circumferinţa de rulare Lr= 1938mm Mărimea jantei J 16; Diametrul exterior D = 617mm Raza de rulare rr =308.5mm ;
viteza maximă vmax = 195km/h.
CAP.III DEFINIREA CONDITIILOR DE AUTOPROPULSARE
Deplasarea autovehiculului in conditiile cerute de performante in ceea ce priveste dinamicitatea, consumul de combustibil, siguranta si confortul calatoriei, cerinte ce impun anumite reguli si elemente constructive, presupune cunoasterea influientelor exterioare ce se opun inaintarii autovehiculului. In procesul autopropulsarii autovehiculului, asupra acestuia actioneaza, dupa directia vitezei de deplasare, doua tipuri de forte:- Forte active – fortele care au acelasi sens cu cel al vitezei de deplasare;- Forte de rezistenta – fortele care sunt de sens opus sensului vitezei de
deplasare. Fortele de rezistenta, cunoscute sub denumirea de rezistente la inaitare sunt urmatoarele:- Rezistenta la rulare – este o forta ce se opune inaintarii autovehicului si
este determinata de fenomenele ce se produc la rularea rotilor pe calea de rulare;
- Rezistenta aerului - este o forta ce se opune inaintarii autovehicului si este datorata interactiunii dintre autovehiculul in miscare si aerul considerat in repaus;
- Rezistenta pantei – este o forta datorata inclinarii longitudinale a drumului si reprezinta o forta de rezistenta la urcarea pantelor, si o forta activa la coborarea pantelor;
- Rezistenta la demaraj – este o forta datorata inertiei autovehiculului in miscare si reprezinta o forta de rezistenta in timpul miscarii accelerate si de o forta activa in regimul miscarii decelerate.
Miscarile autovehiculului, consecinta a actiunii asupra lui a fortelor active si rezistenta poate fi:- Miscare uniforma (cu viteza constanta);- Miscare accelerata (viteza creste) – regim numit „regimul demararii”;Miscare decelerata (viteza scade) .
3.1 . Rezistenţa la rulare
Rezistenta la rulare, , este o forta cu actiune permanenta datorata exclusiv rostogolirii rotilor pe cale, si este de sens opus sensului de deplasare al automobilului.
Cauzele fizice ale rezistentei la rulare sunt:
- Deformarea cu histerezis a pneului;
- Frecarile superficiale dintre pneu si cale;
- Frecarile din lagarele butucului rotii;
- Deformarea caii de rulare;
- Efectul de ventuzare produ de profilele cu contur inchis de pe banda de rulare pe suprafata neteda a caii de rulare.
Principalii factori care influienteaza rezistenta la rulare sunt:
- Viteza de deplasare a autovehiculului;
- Caracteristicile constructive ale pneului;
- Presiunea interioara a aerului din pneu;
- Sarcina normala pe pneu;
- Tipul si starea caii de rulare;
- Fortele si momentele aplicate rotilor.
Claculul rezistentei la rulare
Pentr calculul coeficientului rezistentei la rulare se utilizeaza relatia:
f r=0,0125+0,0085∗√( v100
)5
Valorile coeficientului rezistentei la rulare pentru functia aleasa sunt:
Tabelul 3.1. Valorile coeficientului rezistentei la rulare:
Fig. 3.2 Forţa necesară învingerii rezistentei la rulare
Fig. 3.3 Puterea necesară învingeri rezistenţei la rulare
3.2. Rezistenţa aerului
Aerodinamica autovehiculelor se ocupa de fenomenele care se produc la interactiunea dintre autovehicul si aerul inconjurator si foloseste principiile generale ale aerodinamicii teoretice.
Aerodinamica autovehiculelor studiaza cu precadere urmatoarele aspecte;
- Rezistenta la inaintare datorata aerului si caile precum micsorarea acesteia;
- Efectele interactiunii cu aerul asupra stabilitatii autovehiculelor si metode de imbunatatirea stabilitatii aerodinamice;
- Efectele interactiunii cu aerul asupra aderentei autovehiculelor cu calea de rulare si metode de crestere a acesteia;
- Miscarea aerului in interiorul autovehiculului si alegerea adecvata a diferitelor orificii de absorbtie si evacuare a aerului in vederea ventilarii caroseriei si a raciriii diferitelor organe. Pentru a urmarii acesta influenta se cosidera corpuri de caroserie
pentru care au fost determinati coeficientii rezistentei aerului .
Acest coeficient este strans legat de forma corpului si de aceea modificari ale diferitelor detalii sau componente ale caroseriei permit micsorarea acestuia, aceasta fara imaginea de ansamblu a autovehiculului. Calculul rezistentei aerului
Pentru calculul rezistentei se recomanda utilizarea relatiei:
densitatea aerului: ;
coeficientul de rezistenta al aerului;
A - aria sectiunii transversale maxime;
A = B*H
B – ecartamentul autovehiculului [m];
H – inaltimea autovehiculului [m];
V – viteza de deplasare a autovehiculului [m/s].
Pentru autovehiculul studiat s-au calculat pentru forma aleasa a
autovehiculului Cx= 0.35 si A=2,2 .
Tabelul 3.3. Forta si puterea necesare invingerii rezistentei aerului
La deplasarea autovehiculului pe cai cu inclinare longitudinala, forta de
greutate genereaza o componenta dupa directia deplasarii data de relatia:
Acesta forta este o forta de rezistenta la urcarea pantelor ( de sens opus vitezei de deplasare) si forta activa la coborarea pantelor.
Alegerea unghiului de inclinare longitudinala a caii se face in functie de tipul si destinatia automobilului.
Deoarece rezistenta la rulare cat si rezistenta la panta sunt determinate de starea si caracteristicile caii de rulare, se foloseste gruparea celor doua forte intr-
o forta de rezistenta totala a caii ( ), data de relatia:
unde este coeficientul rezistentei totale a caii de rulare.
Tabelul 3.4. Forţa şi puterea necesară învingerii rezistentei la panta
Fig. 3.6 Forţa necesară învingerii rezistenţei la pantă
Fig.3.7 Puterea necesară învingerii rezistenţei la pantă
3.4. Rezistenţa la demarare
Regimurile tranzitorii ale miscarii autovehiculului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demarari) si reduceri ale vitezei (franari). Rezistenta la
demarare este o forta de rezistenta ce se manifesta in regimul de miscare accelerate al autovehiculului.
Ca urmare a legaturilor cinematice determinate in lantul cinematic al transmisiei dintre motor si rotile motoare, sporirea vitezei de translatie a autovehiculului se obtine prin sporirea vitezelor unghiulare de rotatie ale elementelor transmisiei si rotilor. Masa autovehiculului in miscare de translatie capata o acceleratie liniara iar piesele in rotatie acceleratii unghiulare.
Influenta asupra inertiei in translatie a pieselor aflate in miscare de rotatie
se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influenta al pieselor in miscare de rotatie.
Rezistenta la demarare este definite astfel de relatia:
- este masa totala a autovehiculului;
- seste coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie ;
- este acceleratia autovehiculului .
Pentru calculul rezistentei la demarare este necesara cunoasterea coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie. Alegerea acestuia se poate face fie pe baza studiului solutiilor similare, pentru care se pot calcula valorile lui, fie pe baza unor valori medii functie de tipul si caracteristicile autovehiculului.
In cazul general, coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie se determina cu relatia:
;
Particularizand aceasta expresie pentru prima treapta a cutiei de viteze obtinem:
,in care coeficientii maselor in rotatie au expresiile:
, respectiv , unde:
- este momentul masic de inertie al pieselor motorului reduse la arborele
primar al cutiei de viteze, ;
- este momentul masic de inertie al unei roti, ;
- este raportul e transmitere al primei trepte din cutia de viteze ;
- este raportul de transmitere al transmisiei principale ;
- este raza de rulare a rotilor autovehiculului ;
- este randamentul transmisiei (pentru autoturisme ) .
In urma consultarii anexelor si tabelelor din lucrarea “Dinamica autovehiculelor-Indrumar de proiectare” , tinand seama de caracteristicile constructive ale autovehiculului, s-au ales urmatoarele valori:
- ; .
Inlocuind in relatiile de mai sus obtinem:
In ceea ce priveste acceleratia autovehiculului, aceasta poate fi aleasa din anexe care cuprind atat valori maxime, cat si valori medii.
Pentru cazul autovehiculului de proiectat, o valoare reprezentativa a aceleratiei este:
In aceste conditii, rezistenta la demarare se determina astfel :
si reprezinta rezistenta la demarare, calculata pentru prima treapta a cutiei de viteze.
CAP.IV CALCULUL DE TRACŢIUNE
Calculul de tractiune se face in scopul determinarii parametrilor principali ai motorului si transmisiei, astfel ca autovehiculul proiectat cu caracteristicile definite anterior sa fie capabil de realizarea performantelor prescrise in tema de proiectare sau a performantelor celor mai bune modele existente sau de perspectiva.
4.1. Alegerea randamentului transmisiei
Pentru autorpopulsarea autovehiculului puterea dezvoltata de motor trebuie transmisa catre rotile motoare. Transmiterea fluxului de putere este caracterizata de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei. In mod experimental au fost deduse randamentele subansamblelor componente ale transmisiei. Deoarece valoarea globala a randamentului transmisiei depinde de numerosi factori a caror influenta este dificil de apreciat, in calculele ce vor urma se va opera cu o valoare a randamentului ηt=0.9
4.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
Autopropulsarea autovehiculului se datoreaza energiei mecanice primite de rotile motoare de la motorul automobilului. Ea este posibila cand oferta facuta de motor este in concordanta cu necesarul de moment si puteri, necesar determinat din conditiile in care se deplaseaza autovehiculul.
Aprecierea motorului ca sursa de energie pentru autopropulsarea autovehiculului se face prin oferta de putere si moment. Oferta se exprima functie de turatia arborelui motor printr-un camp de caracteristici P=f ¿) si M=f (n) numite caracteristici de turatie. Domeniul de oferta este limitat de
caracteristica la sarcina totala (caracteristica exterioara) care determina posibilitatile maxime ale motorului in privinta puterii si momentului la fiecare turatie din domeniul turatiilor de functionare al motorului.
4.2.1. .Alegerea tipului motorului
Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mişcare de translaţie. Existenţa unei mari varietăţi de motoare cu ardere internă cu piston impune alegerea unor criterii de selecţie bine definite. Opţiunea pentru unul dintre tipuri are în vedere în principal modelul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului.
In cazul in care se cauta tipul de motor care va echipa un auotvehicul nou proiectat este necesara analiza atenta a motoarelor care echipeaza solutiile similare, dupa care se alege tipul motorului ce va echipa autovehiculul de proiectat si se retin, eventual, valori ale puterii maxime, ale momentului motor maxim si turatiile corespunzatoare acestora, consumurile de combustibil pe care motoarele respective le realizeaza. Pentru automobilul ce trebuie proiectat, tinand cont si de motorizarile solutiilor similare ce au fost prezentate la CAP.1, se adopta un motor cu aprindere prin scanteie.
4.2.2. Determinarea analitica a caracteristicii exterioare
Pentru evaluarea unei caracteristici ce nu poate fi determinate pe stand este necesar sa se cunoasca cel putin Pmax /nP si Mmax /nM (pentru m.a.s.) si Pr /nr (pentru m.a.c.)
Pe baza studiului realizat asupra solutiilor similare se aleg ca valori semnificative:
- Turatia de mers in gol a motorului n0=700 rot /min ;
- Turatia de moment maxim nM=3900 rot /min;
- Turatia de consum specific minim nec=3700 rot /min ;
- Turatia de putere maxima nP=6000 rot /min ;
- Turatia maxima de functionare a motorului nmax=6600 rot /min;
Pentru determinarea datelor pe baza carora se face trasarea acestor caracteristici, trebuiesc calculati o serie de coeficienti, si anume:
- Coeficientul de elasticitate al motorului ce=nM
nP
=39006000
=0.65 ;
- Coeficientul de adaptabilitate al motorului ca=3−ce
2=3−0.65
2=1.175 ;
- Coeficientul α=3−4ce
2(1−ce)= 3−4 ∙0.652(1−0.65)
=0,57 ;
- Coeficientul β=2 ∙ ce
2(1−ce)= 2∙0.652(1−0.65)
=1,85;
Coeficientul γ=1
2(1−ce)= −12 (1−0.65 )
=−1,42;
Din definirea conditiilor de autopropulsare deplasarea cu viteza maxima presupune dezvoltarea la roata a unei forte FRmax . Aceasta forta are expresia:
Din definirea puterii ca produs intre forta si viteza realizarea performantelor de viteza maxima, in conditiile prevazute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri de forma:
Pv max=F Rvmax ∙ vmax
1000 ∙ ηt
=Ga ∙ f ∙ vmax+
12∙ ρ∙ c x ∙ A ∙ vmax
3
1000 ∙ ηt
=¿
¿12100∙0.03+ 1
2∙1.225 ∙0.35 ∙2.2∙ (54 )3
1000 ∙0.9=85,15kW ;
unde :
- Pv max este puterea necesara pentru atingerea vitezei maxime;- FR vmax este forta la roata la viteza maxima ;- vmax este viteza maxima de deplasare ;- ηt este randamentul transmisiei .
Punand conditia ca puterea la viteza maxima sa corespunda punctului de turatie maxima de functionare a motorului se obtine pentru puterea maxima a motorului urmatoarea expresie:
Pmax=Pv max
α ∙nm
nP
+β ∙( nm
nP)2
+γ ∙( nm
nP)3=
116
0.57 ∙(66006000 )+1,85 ∙( 66006000 )2
+(−1,42) ∙( 66006000 )3=87.40kW
Pentru completarea caracteristicii exterioare cu curba consumului specific de combustibil se propune utilizarea relatiei:
ce (n )=cep ∙[1.2− nnP
+0.8∙( nnP
)2] ,[ g
kWh ];,unde cep este consumul specific de combustibil la turatia de putere maxima a motorului. Aceasta valoare se alege in functie de tipul motorului si de destinatia autovehiculului proiectat. Pentru cazul de fata vom alege o valoare cep=300g /kWh .
Determinarea analitica a caracteristicii externe a motorului se realizeaza pe baza tabelului 4.2.1.
Tabelul 4.2.1. Determinarea pe cale analitică a caracteristicilor de turaţie
Dependenţa grafică faţă de turaţie a celor 3 mărimi P=f (n) , ¿ f (n) , ce=f (n) este redată în figura de mai jos:
Fig. 4.2.1. Caracteristicile de turatie ale motorul
4.3. Determinarea marimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei
Functionarea automobilului in conditii generale de exploatare are loc in regim tranzitoriu, gama rezistentelor la inaintare fiind foarte mare. In aceste conditii rezulta ca la rotile motoare ale autovehiculului necesarul de forta de tractiune si de putere la roata sunt campuri de caracteristici avand in abscisa viteza aleasa de conducator. Pentru ca sa poata acoperi cu automobilul acest camp de caracteristici transmisia trebuie sa ofere un asemnea camp. La transmisiile in trepte, pentru a acoperi campurile de oferta in transmisie sunt realizate mai multe rapoarte de transmitere. Determinarea rapoartelor de transmitere presupune formularea conditiilor de deplasare.
4.3.1 Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei
Pentru valoarea maxima a raportului de transmitere, obtinut cand este cuplata prima treapta de viteza in cutia de viteze, se pot formula ca performante dinamice independente sau simultane urmatoarele:
-Panta maxima sau rezistenta specifica a caii ψmax ;
-Acceleratia maxima la pornire din loc a1max ;
Performantele date prin fortele la roata necesare pot fi formulate ca valori maxime cand fortele la roata oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv:
- itmax=iCV 1 ∙i0 la autovehiculele cu o singura punte motoare;- itmax=iCV 1 ∙iRD∙ i0 la autovehiculele cu tractiune integrala;
unde:
- iCV 1 este raportul de transmitere al primei trepte din cutia de viteze ;- i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale ;- iRD este raportul de transmitere al reductor-distribuitorului .
Din conditia de auto propulsare putem scrie ca:
FRmax=Mmax ∙itmax ∙ ηt
rd≤¿ it max=
FR max∙ rdMmax ∙ ηt
;
unde FRmax este forta la roata necesara.
Pentru ca forta la roata necesara sa fie situata in campul de oferta trebuie ca:
Mmax ∙itmax ∙ ηt
r d
≤φ ∙G ad≤¿ itmax≤φ ∙Gad ∙ rdMmax ∙ ηt
;
La limita aceasta conditie se scrie ca itmax=φ ∙G ad ∙ rdMmax ∙ ηt
, unde :
-φ se numeste coeficient de aderenta si depinde de natura caii de rulare. Se adopta φ=0.8 ;
-rd este raza dinamica a rotilor autovehiculului ;
-Mmax este momentul motor maxim si s-a fost calculat anterior ;
-ηt este randamentul transmisiei autovehiculului proiectat si are valoare ηt=0.9;
-Gad reprezinta greutatea aderenta pe puntea/puntile motoare. Pentru cazul unei transmisii 4x2 cu puntea motoare in fata, greutatea aderenta se determina cu relatia:
Gad=Ga ∙m1φ∙bL;
m1φ= cosα
1+hg
L∙φ
= cos171+0.25∙0,8
=0,8
Greutatea aderenta devine Gad=12100∙0.8 ∙0,52=5033.6N ;
In aceste conditii raportul de transmitere maxim al transmisiei are valoarea:
itmax=φ ∙G ad ∙ rrMmax ∙ ηt
=0.8 ∙5033.6∙0.308163.4 ∙0.9
=8.43;
4.3.2 Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei
Valoarea minima a raportului de transmitere al transmisiei este determinata din conditia cinematica de realizare a vitezei maxime de performanta cand motorul functioneaza la turatia maxima.Acest lucru se scrie ca:
vmax=π30
∙ rr ∙nmax
it≤¿ it=it min=
π30
∙r r ∙nmax
vmax
;
Pentru cazul autovehiculului proiectat se obtine :
itmin=π30
∙ rr ∙nmax
vmax
= π30
∙0.308∙660054
=3.94 ;
Valoarea raportului de transmitere al transmisiei principale este :
i0=itmin=3.94 ;
4.3.3. Determinarea numarului de trepte pentru cutia de viteze si a marimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei
În absenta altor conditii de dimensionare a transmisiei, valoarea minima se considera realizata printr-o cutie de `viteza avand treapta finala treapta cu raport de priza directa
in=1 . In acest caz itmin=i0 .
iCV 1=itmaxitmin
=8.433.94
=2.13 ;
In cazul etajarii cutiei in progresie geometrica, intre valoarea maxima si minima, in cutia de viteze sunt necesare n trepte date de relatia:
n≥1+log iCV 1
lognmax
nM
=1+ log 2.13
log66003900
=2.42 ;
Se adopta un numar de trepte de viteza n=6 . Fiind determinat numarul de trepte si tinand seama ca in=1 , intr-o treapta k raportul de transmitere este dat de relatia:
icv k=n−1√ icv 1n−k ;
Aplicand relatia anterioara pentru fiecare treapta de viteza se obtin urmatoarele valori:
- raportul de transmitere in treapta a doua :icv 2=5√2.134=1,8 ;
- raportul de transmitere in treapta a treia : icv 3=5√2.133=1,5 ;
- raportul de transmitere in treapta a patra : icv 4=5√2.132=1,3 ;
- raportul de transmitere in treapta a cincea : icv 5=5√2.131=1,1 ;
- raportul de transmitere in treapta a sasea : icv 6=5√2.130=1.
Calculul raportului de transmitere subunitar
Raportul de transmitere subunitar se calculeaza dupa ce in prealabil s-au stabilit turatia, respectiv viteza economica de deplasare a autovehiculului. In mod conventional, turatia economica se alege ca fiind o valoare apropiata de turatia de moment maxim, aflata in dreapta acesteia pe abscisa ce cuprinde turatiile motorului cu care este echipat autovehiculul. Pentru cazul autovehiculului proiectat, se alege o valoare a turatiei economice nec=3700 rot /min. Viteza economica este de asemenea un parametru ce se alege conventional, ea depinzand de numerosi factori cum ar fi tipul si constructia autovehiculului, normele de legislatie rutiera aplicabile in zona unde se produce autovehiculul etc. In unele situatii viteza economica poate fi precizata de constructor.Pentru cazul autovehiculului proiectat, se alege o valoare a vitezei economice vec=120km /h.
In aceste conditii, raportul de transmitere subunitar va avea valoarea:
iCV ec=π ∙nec ∙ rr30 ∙ vec ∙ i0
= π ∙3700 ∙0.30830 ∙(120/3.6) ∙3.94
=0.9 ;
4.3.4. Trasarea diagramei fierastrau
Diagrama fierastrau reprezinta dependenta grafica dintre viteza unghiulara la nivelul arborelui cotit al motorului si viteza de deplasare a autovehiculului aflat intr-o treapta de viteza. Determinarea pe cale analitica a acesteia s-a facut dupa cum urmeaza:
Tabelul 4.3.1. Determinarea pe cale analitica a diagramei fierastrau
Reprezentarea grafica a diagramei fierastrau este urmatoarea:
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 70000
50
100
150
200
250
Diagrama fierastrau
v1[km/h]v2[km/h]v3[km/h]v4[km/h]v5[km/h]v6[km/h]
n[rpm]
v[km
/h]
Atat din tabel cat si din reprezentarea grafica se pot determina vitezele de deplasare ale autovehiculului, intr-o anumita treapta a cutiei de viteze si la o anumita turatie a motorului.
- pentru prima treapta a cutiei de viteze:
{ v1min=ωmin ∙ rriCV 1 ∙i0
=73.30 ∙(308/1000)
2,13∙3.94∙3.6=9.6 km /h
v1max=ωmax ∙ rriCV 1 ∙ i0
=691.15 ∙(308/1000)
2,13 ∙3.94∙3.6=91.31km /h
;
- pentru a doua treapta a cutiei de viteze :
{ v2min=ω2min ∙ rriCV 2 ∙ i0
=11.46 km /h
v2max=ω2max ∙ rriCV 2 ∙i0
=691.15∙ (308/1000)
1,8∙3.94∙3.6=108km /h
;
- pentru a treia treapta a cutiei de viteze:
{ v3min=ω3min ∙ rriCV 3 ∙ i0
=13.75km /h
v3max=ω3max ∙ rriCV 3 ∙ i0
=691.15 ∙(308/1000)
1,5 ∙3.94∙3.6=129km /h
;
- pentru a patra treapta a cutiei de viteze:
{ v4 min=ω4min ∙ rriCV 4 ∙ i0
=15.86km /h
v4 max=ω4max ∙ rriCV 4 ∙ i0
=691.15 ∙(308/1000)
1,3 ∙3.94∙3.6=149km /h
;
- pentru a cincea treapta a cutiei de viteze:
{ v5min=ω5min ∙ rriCV 5∙ i0
=18.75km /h
v5max=ω5max ∙ rriCV 5 ∙ i0
=691.15 ∙(308/1000)
1,1∙3.94∙3.6=176.82km /h
- pentru a sasea treapta de viteza:
- { v6min=ω6min ∙r r
iCV 6 ∙i0=20.62km /h
v6max=ω6max ∙ rriCV 6 ∙ i0
=691.15 ∙(308/1000)
1 ∙3.94∙3.6=194 km /h
CAP. V CALCULUL PERFORMANTELOR DINAMICE ALE AUTOVEHICULULUI
5.1. Performantele de accelerare
Performantele reprezinta posibilitatile maxime ale autovehiculului in privinta vitezei, demarajului si capacitatii de franare, precum si indicia de apreciere ai acestora. Determinarea performantelor autovehiculului este necesara pentru stabilirea si cercetarea calitatilor dinamice, in cazul autovehiculelor nou proiectate, sau pentru studierea comportarii lor in exploatare. Studiul performantelor autovehiculelor se face cu ajutorul bilantului de tractiune, bilantului de putere si ecuatiei generale de miscare, pe baza careia se obtin parametrii si indicia caracteristici deplasarii in regim tranzitoriu de accelerare sau franare.
5.1.1 Bilantul de tractiune si caracteristica de tractiune
Caracteristica de tractiune sau caracteristica fortei la roata reprezinta curbele de variatie ale fortei la roata in functie de viteza de deplasare a autovehiculului FR=f (v ) pentru fiecare treapta a cutiei de viteze.
Construirea caracteristicii fortei la roata se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului, pornind de la curba puterii sau a momentului utilizand relatiile:
FRk=M ∙itk ∙ ηt
rr; FRk
=P ∙η t
r r
unde itk reprezinta raportul de transmitere al transmisiei, cand este cuplata treapta k din cutia de viteze, cu raportul de transmitere iCV k.
vk=π30
∙ rr ∙nitk
unde vk este viteza de deplasare in treapta k ;
-n este turatia motorului corespunzatoare ordonatelor M sau P din caracteristica exterioara a motorului.
Determinarea pe cale analitica a caracteristicii de tractiune se face pe baza urmatorului tabel:
Tabelul 5.1.1. Determinarea pe cale analitica a caracteristicii de tractiune
Forma caracteristicii de tractiune este prezentata in figura de mai jos:
0 50 100 150 200 2500
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
Caracteristica fortei la roata
v[km/h]
Fr[N
]
Fig. 5.1.1 Caracteristica de tracţiune
Pentru studiul performantelor autovehiculului la deplasare pe un anumit drum, caracterizat de o inclinare longitudinala α si un coeficient de rezistenta la rulare f caracteristica de tractiune se completeaza cu bilantul de tractiune, dat de relatia:
FR=Rrul+R p+Ra+Rd
În cazul de fata se considera deplasarea pe o cale de inclinare longitudinala α=0 °, ceea ce inseamna ca bilantul de tractiune va fi dat de relatia:
FR=Rrul+Ra+Rd.
Rescriind relatia de mai sus sub forma FR−Ra=R rul+Rd in membrul stang se obtine forta disponibila sau excedentara F ex care poate fi folosita la invingerea rezistentelor drumului si la accelerarea autovehiculului
Determinarea analitica a bilantului de tractiune si a fortei excedentare (disponibile ) se face pe baza urmatorului tabel:
Tabelul 5.1.2. Determinarea pe cale analitică bilanţului de tracţiune
Reprezentarea grafică a bilanţului de tracţiune este prezentată în figura de mai jos:
0 50 100 150 200 2500
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
1800
2000
Bilant de tractiune
Rrul[N]Rrul+RaFr6[N]
v6[km/h]
Fr6[
N]
Fig. 5.1.2. Bilanţul de tracţiune
5.1.2. Bilantul puterilor si caracteristica puterilor
Caracteristica puterilor este reprezentarea grafica a bilantului de putere in functie de viteza automobilului pentru toate treptele de viteza. Bilantul de putere al automobilului reprezinta echilibrul dinamic dintre puterea la roata PR si suma puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare, respectiv rezistenta la rulare, rezistenta la urcarea pantei, rezistenta aerului si rezistenta la demaraj, dat de relatia:
PR=P ∙ηt=P rul+Pp+Pa+Pd , unde:
-P este puterea motorului pe caracteristica externa :
-ηt este randamentul transmisiei .
Vom scrie si relatia de mai sus sub forma PR=Prul+Pa+Pd ceea ce reprezinta bilantul de putere al autovehiculului, pe o cale cu inclinare longitudinala α=0 °. Determinarea pe cale analitica a bilantului de putere se face pe baza urmatorului tabel:
123.7 12480.7 19168.7 31649.4 64502.7141.4 14263.6 28613.4 42877 71919.4150.2 15155.1 34320.7 49475.8 74742.8159.1 16046.6 40740.6 56787.2 76863.8173.8 17532.4 53137.6 70670 78609.3185.6 18721 64694.5 83415.6 78170.2194.5 19612.5 74383.7 93996.2 76639.1Tabelul 5.1.3 Determinarea pe cale analitica a bilantului de putere
Reprezentarea grafica a bilantului de putere este prezentata in figura de mai jos:
0 50 100 150 200 2500
10000
20000
30000
40000
50000
60000
70000
80000
90000
100000
Bilantul puterilor
Prul[W]Prul+Pa[W]Pr6[W]
v[km/h]
Fig. 5.1.3 Bilanţul de putere
5.1.2. Bilantul puterilor si caracteristica puterilor
Caracteristica puterilor este reprezentarea grafica a bilantului de putere in functie de viteza automobilului pentru toate treptele de viteza. Bilantul de putere al automobilului reprezinta echilibrul dinamic dintre puterea la roata PR si suma puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare, respectiv rezistenta la rulare, rezistenta la urcarea pantei, rezistenta aerului si rezistenta la demaraj, dat de relatia:
PR=P ∙ηt=P rul+Pp+Pa+Pd , unde:
-P este puterea motorului pe caracteristica externa :
-ηt este randamentul transmisiei .
Vom scrie si relatia de mai sus sub forma PR=Prul+Pa+Pd ceea ce reprezinta bilantul de putere al autovehiculului, pe o cale cu inclinare longitudinala α=0 °.
Determinarea pe cale analitica a bilantului de putere se face pe baza urmatorului tabel:
Tabelul 5.1.4 Determinarea pe cale analitica a caracteristicii puterilor
0 50 100 150 200 2500
10000
20000
30000
40000
50000
60000
70000
80000
90000
Caracteristica puterilor
v[km/h]
Pr[W
]
Fig. 5.1.4 Caracteristica puterilor
5.1.3. Caracteristica dinamica si factorul dinamic
Prezenta greutatii ca factor dimensional, caracteristic al automobilului din membrul stang al relatiei face ca performantele obtinute prin studiul diagramei din figura 5.1.2. sa nu fie concludente ca termeni de comparare deoarece la valori egale ale fotei excedentare calitatile dinamice ale automobilului nu sunt egale.
De aceea, aprecierea calitatilor de autopropulsare se face cu ajutorul factorului dinamic, care reprezinta o forta excedentara specifica, deci un parametru adimensional dat de raportul dintre forta de tractiune excedentara F ex si greutatea automobilului Ga, respectiv:
D=Fex
Ga
=FR−Ra
Ga
=Ga ∙( f ∙cosα+sinα+ δ
g∙dvdt )
Ga
,
de unde rezulta ca D=f ∙cosα+sinα+ δg∙dvdt
=ψ+ δg∙dvdt
.
Factorul dinamic se determina cu expresia:
D=FR−Ra
G a
=F R−0.5 ∙ ρ ∙c x ∙ A ∙ v2
G a
Determinarea pe cale analitica a factorului dinamic pentru fiecare din cele 5 trepte de viteza ale autovehiculului proiectat este prezentata in tabelul de mai jos:
Tabelul 5.1.5. Determinarea pe cale analitica a factorului dinamic
Reprezentarea grafica a factorului dinamic in functie de viteza pentru toate treptele cutiei de viteze se numeste caracteristica dinamica. Forma caracteristicii dinamice este redata in figura de mai jos:
0 50 100 150 200 2500
0.05
0.1
0.15
0.2
0.25
0.3
Caracteristica dinamica a autovehiculului
v[km/h]
D[-]
Fig. 5.1.5 Caracteristica dinamică a autovehiculului
5.1.4. Caracteristicile acceleratiilor si a inversului acceleratiilor
Studiul demararii autovehiculului presupune determinarea acceleratiei, a timpului si spatiului de demarare, precum si a indicilor cu ajutorul carora se poate aprecia capacitatea de sporire a vitezei.
Acceleratia autovehiculului caracterizeaza in general calitatile lui de demarare, deoarece, in conditii egale cu cat acceleratia este mai mare, cu atat creste viteza medie de exploatare. Pentru determinarea acceleratiei, precum si pentru studiul performantelor de demarare se considera autovehiculul in miscare rectilinie, pe o cale orizontala, in stare buna, cu un coeficient mediu al rezistentei la rulare f .
Carateristica acceleratiilor se construieste din caracteristica dinamica, pe baza relatiei
a=dvdt
=(D−ψ ) ∙ gδ.
Scrisa pentru o treapta oarecare a cutiei de viteze, relatia de mai sus devine:
ak=(Dk−ψ )∙ gδ k
, iar daca acceleratia se determina pentru cazul deplasarii pe o cale
orizontala relatia se scrie ca ak=(Dk−f R ) ∙ gδ k
, unde:
-f R este coeficientul rezistenti la rulare ;
-δ k este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie, pentru treapta k a cutiei de viteze ;
Coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie, pentru o anumita treapta a cutiei de viteze, se calculeaza cu relatia:
δ k=1+Im+a
ma
∙iCV k2 ∙i0
2
r r2 ∙ ηt+
∑ IRma
∙1rr2 .
Cu valorile stabilite la subcapitolul 3.4. pentru momentul masic de inertie al pieselor motorului si ambreiajului Im+a=0.2 , respectiv al unei roti IR=6, se poate trece la calculul coeficientului δ k pentru fiecare treapta de viteza in parte:
- δ 1=1+Im+a
ma
∙iCV 12 ∙ i0
2
rr2 ∙η t+
∑ IRma
∙1rr2=¿
¿1+ 0.21185
∙2,132 ∙3,942
(308 ∙10−3 )2∙0.9+ 6 ∙4
1185∙
1
(308 ∙10−3 )2=1.3330 ;
- δ 2=1+Im+a
ma
∙iCV 22 ∙ i0
2
rr2 ∙ ηt+
∑ IRma
∙1rr2=¿
¿1+ 0.21185
∙1.82 ∙3,942
(308∙10−3 )2∙0.9+ 6 ∙4
1185∙
1
(308 ∙10−3 )2=1.3007 ;
- δ 3=1+Im+a
ma
∙iCV 32 ∙ i0
2
rr2 ∙ ηt+
∑ IRma
∙1rr2=¿
¿1+ 0.21185
∙1.52 ∙3,942
(308∙10−3 )2∙0.9+ 6 ∙4
1185∙
1
(308 ∙10−3 )2=1.2761 ;
- δ 4=1+Im+a
ma
∙iCV 42 ∙ i0
2
rr2 ∙ ηt+
∑ IRma
∙1rr2=¿
¿1+ 0.21185
∙1.32 ∙3,942
(308∙10−3 )2∙0.9+ 6 ∙4
1185∙
1
(308 ∙10−3 )2=1.2622 ;
- δ 5=1+Im+a
ma
∙iCV 52 ∙ i0
2
rr2 ∙ ηt+
∑ IRma
∙1rr2=¿
¿1+ 0.21185
∙1,12 ∙3,942
(308∙10−3 )2∙0.9+ 6 ∙4
1185∙
1
(308 ∙10−3 )2=1.2503 ;
- δ 6=1+Im+a
ma
∙iCV 62 ∙i0
2
r r2 ∙ ηt+
∑ IRma
∙1rr2=¿
¿1+ 0.21185
∙12 ∙3,942
(308∙10−3 )2∙0.9+ 6 ∙4
1185∙
1
(308 ∙10−3 )2=1.2451 .
Introducând în relatia se obtine formula de calcul a acceleratiei autovehiculului, formula pe baza careia se va face determinarea analitica a acceleratiei si trasarea caracteristicii acceleratiilor, respectiv:
ak=(Dk−f ) ∙ gδk
Determinarea pe cale analitica a caracteristicii acceleratiilor se face pe baza tabelului urmator:
Tabelul 5.1.6. Determinarea pe cale analitica a aceleratiei autovehiculului
Reprezentarea grafica a acceleratiei autovehiculului in functie de viteza de deplasare, pentru fiecare treapta de viteza in parte, este prezentata in figura de mai jos:
Caracteristica inversului acceleratiilor reprezinta dependenta grafica dintre
inversul acceleratiei 1a si viteza de deplasare a autovehiculului va. Ea se
construieste pornind de la caracteristica acceleratiilor, calculand pentru fiecare acceleratie in parte , in fiecare treapta, inversul acceleratiei. Caracteristica inversului acceleratiilor se calculeaza si se construieste in mod conventional pana la 0.9 ∙ vmax .
Determinarea pe cale analitica a caracteristicii inversului acceleratiilor se realizeaza pe baza urmatorului tabel:
Timpul de demarare reprezinta timpul necesar pentru ca autovehiculul sa-si sporeasca viteza de la valoarea minima in prima treapta pana la valoarea maxima in ultima treapta. In mod conventional s-a stabilit ca timpul de demarare se calculeaza pana la o viteza de 100 km/h. Timpul de demarare se obtine prin
integrarea numerica a relatiei t d=∫v0
vn
dva
.
Determinarea analitica a timpului de demarare se face pe baza tabelului de mai jos:
Tabelul 5.2.1. Determinarea analitica a timpului de demarare
Reprezentarea grafică a caracteristicii timpului de demarare se prezinta in figura de mai jos:
0 20 40 60 80 100 1200
2
4
6
8
10
12
14
16
18
Timpul de demarare
v[km/h]
td[s
]
Fig. 5.2.1. Timpul de demarare
Spatiul de demarare
Spatiul de demarare reprezinta distanta parcursa de autovehicul in timpul de demarare. Determinarea analitica a spatiului de demarare se face pe baza urmatorului table:
Tabelul 5.2.2. Determinarea analitica a spatiului de demarare
Reprezentarea grafică a caracteristicii spatiului de demarare se prezinta in figura de mai jos:
0 20 40 60 80 100 1200
50
100
150
200
250
Spatiul de demarare
v[km/h]
sd[m
]
Fig. 5.2.2. Spaţiul de demarare
5.3. Performanţele de frânare
Frânarea este procesul prin care se reduce partial sau total viteza autovehiculului. Ea se realizeaza prin generarea in mecanismele de franare ale rotilor a unui moment de franare ce determina aparitia unei forte de franare la roti indreptata dupa directia vitezei autovehiculului, dar de sens opus ei.
Aprecierea si compararea capacitatii de franare a autovehiculului se face cu ajutorul deceleratiei maxime absolute (af) sau relative (df), a timpului de franare (tf) si a spatiului minim de franare (Sf), in functie de viteza initiala a autovehiculului.
5.3.1 Determinarea deceleraţiei
La determinarea capacitatii de decelerare a autovehiculului pot fi studiate 3 situatii, si anume:
- Cazul in care franeaza rotile ambelor puntiDeceleratia maxima in cazul in care se franeaza rotile ambelor punti se obtine
atunci cand toate rotile ajung simultan la limita de aderenta. Deceleratia maxima obtinuta in aceste conditii poarta denumirea de deceleratie maxima posibila sau deceleratie maxima ideala si se exprima prin relatia:
(d f )max p=( dvdt )max p=g ∙ (φ ∙cosα sin α ) [m /s2 ] ,
unde:
- g=9.81m/ s2este acceleratia gravitationala;- φ=0.8 este coeficientul de aderenta;- α este unghiul de inclinare longitudinala a drumului (pentru drum orizontal
α=0 °);
Inlocuind in relatia de mai sus se obtine o valoare a deceleratiei maxime posibile:
- Cazul in care franeaza numai rotile puntii din faţăDeceleratia maxima, in cazul in care se franeaza numai cu rotile puntii din fata,
se obtine atunci cand rotile franate ajung la limita de aderenta in timp ce rotile puntii in spate ruleaza liber. Deceleratia maxima obtinuta in aceste conditii se exprima prin relatia:
(d f )max f=( dvdt )max f=g ∙¿
unde:
- b si hg sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehiculului;- L este ampatamentul autovehiculului;- g=9.81m/ s2este acceleratia gravitationala;- φ=0.8este coeficientul de aderenta;- α este unghiul de inclinare longitudinala a drumului (pentru drum orizontal
α=0 °);Inlocuind in relatia de mai sus se obtine valoarea deceleratiei pentru cazul
in care franeaza numai rotile puntii din fata:
(d f )max f=( dvdt )max f=9.81∙¿
- Cazul in care franeaza numai rotile puntii din spateDeceleratia maxima, in cazul in care se franeaza numai cu rotile puntii din
spate, se obtine atunci cand rotile franate ajung la limita de aderenta in timp ce rotile puntii in fata ruleaza liber. Deceleratia maxima obtinuta in aceste conditii se exprima prin relatia:
(d f )max f=( dvdt )max f=g ∙¿
unde:
- a si hg sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehiculului;- L este ampatamentul autovehiculului;- g=9.81m/ s2este acceleratia gravitationala;- φ=0.8 este coeficientul de aderenta;- α este unghiul de inclinare longitudinala a drumului (pentru drum orizontal α=0 °);
Inlocuind in relatia de mai sus se obtine valoarea deceleratiei pentru cazul in care franeaza numai rotile puntii din spate:
(d f )max f=( dvdt )max f=9.81∙(0.8 ∙0.48
1+0.25 ∙0.8∙cos0 °+sin 0 °)=5.729m /s2;
5.3.2 Determinarea spatiului de franare
Dintre parametrii capacitatii de franare spatiul de franare determina in modul cel mai direct calitatile de franare in stransa legatura cu siguranta circulatiei. La franarea ambelor punti, spatiul minim de franare, obtinut cand reactiunile tangential ajung simultan la limita de aderenta, poarta denumirea de spatiu minim posibil de franare, si se determina, in cazul franarii intre vitezele V 1>V 2, cu relatia:
S f min p=(v12−v2
2 )2 ∙ g ∙ (φ ∙cosα sin α )
[m];
sau in cazul franarii pana la oprire (v2=0), pe cale orizontala :
S f min p=v12
2 ∙ φ ∙ g[m ] ;
unde:
- g=9.81m/ s2este acceleratia gravitationala;- φ=0.8 este coeficientul de aderenta;
Pe baza relatiei de mai sus s-a realizat determinarea pe cale analitica a spatiului de franare, dupa cum se prezinta in tabelul de mai jos:
Tabelul 5.3.1. Determinarea spatiului de franare minim
Reprezentarea grafica a caracteristicii spatiului de franare minim se prezinta in figura de mai jos:
0 50 100 150 200 2500
100
200
300
400
500
600
Spatiul de franare
v[km/h]
sf[m
]
Fig. 5.3.1. Spaţiul de frânare
5.3.3 Determinarea timpului de frânare
Timpul de franare prezinta importanta mai ales in urma proceselor de lucru ale dispozitivelor de franare si mai putin ste utilizat pentru aprecierea capacitatii de franare a autovehiculelor. La franarea ambelor punti, timpul de franare poarta denumirea de timpul minim posibil de franare, si se determina, in cazul franarii intre vitezele V 1>V 2, cu relatia:
t f min p=(v1−v2 )
3.6 ∙ g ∙ (φ ∙cosα sinα )[ s ] ;
sau in cazul franarii pana la oprire (v2=0), pe cale orizontala :
t f min p=v1
3.6 ∙ φ∙ g[s ] ;
unde:
- g=9.81m/ s2este acceleratia gravitationala;- φ=0.8 este coeficientul de aderenta;
Pe baza relatiei de mai sus s-a realizat determinarea pe cale analitica a spatiului de franare, dupa cum se prezinta in tabelul de mai jos:
