QReferate - referate pentru educatia ta.
Referatele noastre - sursa ta de inspiratie! Referate oferite gratuit, lucrari si proiecte cu imagini si grafice. Fiecare referat, proiect sau comentariu il poti downloada rapid si il poti folosi pentru temele tale de acasa.



AdministratieAlimentatieArta culturaAsistenta socialaAstronomie
BiologieChimieComunicareConstructiiCosmetica
DesenDiverseDreptEconomieEngleza
FilozofieFizicaFrancezaGeografieGermana
InformaticaIstorieLatinaManagementMarketing
MatematicaMecanicaMedicinaPedagogiePsihologie
RomanaStiinte politiceTransporturiTurism
Esti aici: Qreferat » Referate mecanica

Proiect mecanica - tractiune







Studiul solutiilor similarre si al tendintelor de dezvoltare



Din tabelul solutiilor similare vom enumera cateva din automobilele similare cu automobilul cerut prin tema . insotite de pirncipali parametri constructivi ai fiecarui automobil prezentat


Chevrolet Blazer S-10

Dispune de un spatiu i terior mare si de o motorizare puternica .Sub capota este montat asa numitul motor Vontoc in sase cilindrii derivat din clasicul motor de odinioara .Chevroletul V8 , avand un unghi de 900 intre cilindrii . Acest motor are o functie nou acceptabila fiind echipat cu un arbore de achilibru , el fiind cel mai mare motor in sase cilindrii produs de SUA .Blazer este cu doua , nou patru usi , tractiunea integrala fiind cuplata electronic .





Toyota H1 –LUx xTRA

Are o aerodinamica mai putin favorabila , foarte rezonabila la joasa si medie viteza si poate urca la 120 km/h depasind in aceste conditii 18 l Tinuta de drum este compatibila cu cea a modelului LS –70 , ampatamentul fiind mai scurt neavand o tinuta foarte buna . Ruleaza pe orice tip de drum cu o mare usurinta .Caroseria este retusata avand un motor de 90 CP fiind echipata cu cauciucuri late .


Nisan Patrol

A lansat o versiune de mare clasa echipat cu un motor pe benzina si pneuri superlate .Regimul cuplului final lasa de ales ersiunea automata .

Miscarile aotomobilului sunt bine controlate si amortizate , zgomotul aparand doar la viteze mari .


Jeep Cheroche

Cu doua milioane de exemplare produse in 13 ani de existenta , Cheroche se poate considera un clasic in viasa .Muchiile rotunjite ale caroseriei , forma oglinzilor , precum si alte cateva detalii exterioare au facut ca , coeficientul aerodinamic sa scada de al 0,55 la 0,51 .

Specialisti au lucrat mult si pentru buna izzolare fonica si antivibratii . Cu toate acestea in interior motorul nu se mai aude la regimuri inalte .

Modul de etajare al CV automate care schimba destul de sus nu permite rularea cz viteze de 80-90 km/h la turatii sub 3000 rot/min , ceea ce face ca zgomotul interior sa fie destul de mare .

Motorul face parte dintr-o veche familie de 6 cilindri in linie . In timp cilindreea , alimentarea si apropierea au suferit modificari succesive puterea ajungand la 180 CP si cuplul de 300 Nm


Opel Frontera

Noul Frontera se bazeaza pe modelul Amigo . Dupa sapte ani de productie a modelului actual va fi alnsata o noua generatie de automobile de teren Opel Frontera .

Noul Frontera are un ampatament cu 13 cm mai lung decat modelele mai vechi .

Partea inferioara a ofertei aste alcatuita din doua motorizari de 2,2 litri , una fiind pe benzina de 136 CP . Doritorii de performante superioare vor putea opta pentru un motor de V6 de 3,2 l ., 205 CP



Land Rover

Noul Land Rover a pastrat putin din mecanica precedesorului sau denumit provizoriu Tempent .Viitoarea generatie va avea ecartemntele mai lungi si consolele mai mari , in special cea din spate . Caroseria va fi ceva mai coborata fara a afecta garda a sol .

Intre Frznlander si fratii sai Defender , Discovery sunt doar putine asemanari , insa diferenta cea mare este lipsa reductorului cu doua trepte . Tractiunea se face permennt pe toate rotile . Freelander dispune de o caroserie autoportnnta din otel galvanizat complet diferita de solutia clasica , de la Land Rover carea avera caroseria din aluminiu suspendata pe cadrul de otel .

Un real progres il reprezinta transmisia cu patru roti independente , fata de puntile rigide de pana acum . Amplitudinea mare a arcurilor permite masinii sa aiba in permanenta toate rotile in contact cu solul , chiar pe terenurile cele mai accidentate .


Mitsubishi Pajero

Peste 1,5 milioane de masini Pajero au fost produse in 14 ani in doua generatii de caroserie . Atreia generatie nu aduce prea multe noutati decat o usoara facilitate la partea frontala si un motor de 3,5 l neproiectat . Noua caroserie a primit un plus de personalitate prin modificarea aripilor avand cativa centrimetri in plus atat la lungime cat si la latime datorita adaptarii unor spoilere mai impresionante . Principala caracteristica a acestui tip Pajero este transmisia permanenta pe toate rotile cu diferentialul central autoblocabil












Parametriiconstructivi

olutia de orgenizare generala

dimensiunile geometrice exterioare si ale amanajarii interioare

masa autovehicolului si capacitateaa de incarcare


Din tabelul solutilor similare se constata ca amjoritatea motoarelor sunt cu aprindere prinscanteie cu puteri cuprinse intre 10 kw si 128 kw . De regula aceste motoare au 4 sau 6 cilindri , puterea pe cilindru fiind intre 8-21 kw

In concluzie la motoarele cu aprindere prin scanteie indiferent de numarul si dispunerea cilindrilor puterea pe cilindru variaza intre 8-21 kw Din punctul de vedere al solutiei de organizare, toate automobilele adopta un motor amplasat in fata, majoritatea avandu-l dispus longitudinal, constructia adaptandu-se cel mai bine la cerintele de apatiu si compactitate, avand in vedere ca acestea confera conditii optime de confort. O alta preocupare constanta este aceia a creierii unor familii de motoare cu puteri si capacitati diferite, care sunt folosite in functie de necesitat

Din punctul de vedere al dimensiunilor acestea se cifreaza ca medie in jurul valorilor de: 2,5 [m] pentru ampatament, 4,2 [m] pentru lungimea totala, 1,39 [m] pentru inaltime si 1,68[m] pentru latime.

Motoarele utilizate in constructia autovehioculelor Land Rover sunt supraalimentate. Folosirea supraalimentarii prin diferite procedee este tot mai des intalnita , procedeul asigurand cresterea puterii si a momentului maxim, cu scaderea turatiilor si a consumului de combustibil.

Majoritatea motoarelor Diesel au patru cilindri in linie avand puterea pe un cilindru de 10-50 kw . In constructia autovehiculelor Toyota , Land Rover se utilizaeza motor cu 6 cilindri in linie , aputera pe un cilindru fiind de 12,6 kw

Majoritatea motoarelor utilizate in constructia acestor tipuri de automobile sun racite ciu apa .

Impactul electronicii in acest domeniu s-a simtit la unele motoare in prezent utilizandu-se instalatii de aprinderi electronicee si instalatii automate pentru formarea amestecului carburant –aer . In concluzie folosindu-se aceste instalatii automate puterea se reduce cu 28 % la MAS si 18 % la MAC


Trnsmisia

Transmisia automobilelor este obiectul unor continue cercetari, urmarindu-se o mai buna corelare intre momentul motor activ si cel rezistent, sporirea confortului, si a sigurantei in conducere.

In general se constata ca o cutie de viteze cel mai adesea cu patru trepte pentru mersul inainte este cuplata la un distribuitor mecanic in care fluxul de putere se repartizeza celor doua punti pentru a se evita circulatia parazitara de putere , intre punti . Cutia de viteza s-a echipat cu un diferential interaxial , solutie aplicata pentru prima data la Range Rover

Se constata ca o folosire deosebita o au transmisiile automate, in ultima vreme asistate de microprocesoare. O alta preocupare tot mai raspandita este aceia a folosirii tractiunii integrale, pana nu de mult apanajul autoturismelor, insotite de diferentiale interaxiale blocabile sau avand ca efect imbunatatirea capacitatii de trecere si a stabilitatii.


Ambreiajul

Este in general monodisc uscat , dar sunt si autoturisme care au hidroambrreiaj sau tip hidraulic .(Land Rover)

La autorurismele 44 pentru evitarea circulatiei parayitare de putere sun necesare trei deferentiale . Este preferabil ca ele sa poata fi blocate sau sa se autoblocheye pentru a de posibilitatea autovehiculelor sa se deplaseye in teren cu aderentaa scazuta

Un m,are numar de 44 echipate cu trei diferentiale au doar diferen

Suspensia la autoturismele 44, a facut obiectul unor studii aprofundate privind conditionarea reciproca dintre pneu, suspensie si calea de rulare. Echiparea lor cu suspensii diferite pe toate rotile prin folosirea amortizoarelor hidraulice, precum si folosirea suspensiei pneumatice a contribuit la marirea confortului, a sigurantei in exploatare.

Sistemul de franare cunoaste preocupari intense de imbunatatire prin generalizarea folosirii sistemului cu dublu circuit, a sistemelor servoasistate etc. O mare raspandire a capatat in dotarea autofurgonetelor a sistemelor de antiblocare a rotilor in cazul unei franari puternice.

In cadrul sistemului de directie se incearca generalizarea directiei servoasistate, sporirea confortului in conducere prin obtinerea unor reglaje ale volanului, functie de dimensiunile fiecarui conducator auto.

Cele mai utiliyate pneuri ce se folosesc ]n sistemul de propiulsie sunt celel super balon pentru reeducerea pierderilor de histereyis folosindu-se pneuri radiale .

Cele mai utiliazte tipuri de paneuri sunt :

205 R-16 (Land Rover , Nissan , Toyota etc.)

255/75 R –16 (Opel Frontera , Mitsubishi Pajero etc.)

Fiecare categorie de autovehicul este caracteritzat prin informatii legate de organizarea generala , ale modului de dispunere a motorului , a puntilor motoare si de asemenea prin principalele dimensiuni geometrice .

Din tabelul solutilor similare , observam ca Opel Frontera are lungimea aproape identica cu Barbus Mur la fel si inaltimea

Lungimile masinilor din tabel sunt cuprinse intre 4,12 . 4,75 m , cea mai mare apartinand masinii Dangel 504 .Ampatamentul lui Opel este egal cu cel al lui Chevroolet S-10B

Masina cu cea mai mare greutate este Opel Frontera –2750 kg si lungime de 4,52 m .

Avand in vedere ca aceste solutii simiolare au o lungime cuprinsa intre 4 si 5 m este de preferinta ca motorul sa fie dispus longitudinal tractiunea fiin integrala sau cu tractiune pe spate


a)     Parametrii energetici si de adaptare

Diversele solutii constructive si organizarea de asamblere a autovehiculelor se obtin in functie de modul de dispuinere al motorului , pozitionarea puntii motoare . Compunerea si dispunerea agregatelor ce constituie echipamentul de tractiune reprezinta problema fundamentala de conceptie constructiva . La tot terenuri se urmareste mai mult folosirea motoarelor pe motorina pentru un consum cat mai mic .

Motorul Diesel Range Rover are o putere de 121 CP /4200 rot/ min .Puteri apropiate de cea a lui Range sun cele de la Land Rover de 107 CP , Opel 115 CP

Turatiile motoarelor nu depasesc 6400 [rot/min], la puterea maxima turatia este de 5500 [rot-min], iar la moment maxim de 400 [rot/min].

Transmisia cuprinde ambreiaj, cutie de viteze, arbore cardanic si punte motoare in care sunt cuprinse transmisia principala, diferentialul si arborii planetari, modul de organizare fiind diferentiat, functie de automobil.

Constructorii au adoptat la toate solutiile: suspensii cu arc elicoidal cu amortizoare atat pentru puntea fata, cat si pentru puntea spate, ceea ce confera conditii optime de confort si siguranta.

b)     Performantele autovehiculelor

Principalul obiectiv vizand performantele il constituie viteza maxima, toate automobilele prezentate au viteza maxima de 150 [km/h].

Timpul de demarare variaza intre limitele ( 12-20) [s], functie de puterea si tipul motorului folosit .

In ceea ce priveste franarea, distanta de oprire de la 100 km/h] variaza intre limitele ( 40-50) m], spatiile de franare sunt influentate de tipul si calitatea pneurilor folosite, precum si de solutia adoptata pentru aceste sisteme.

c)     Consumul de combustibil

O importanta problema pentru constructori o constituie ameliorarea consumului de combustibil. Media consumurilor se cifreaza in jurul valorii de 8 [l/100km] in cazul rularii cu viteza constanta.

Tipul combustibilului influenteaza economicitatea autovehiculului. Astfel, automobilele care au ca sursa de energie benzina sunt dezavantajaza din acest punct de vedere fata de automobilele cu motor Diesel.


1.2. Tendinte de dezvoltare


Pentru alegerea sau determinarea parametrilor initiali care intervin in calcul, este necesar ca pe langa studiul solutiilor similare constructive existente sa se faca si o cercetare a tendintelor de dezvoltare specifice categoriei de autovehicule dezvoltate.

Directiile de dezvoltare au in vedere sa sublinieze orientarea generala in ceea ce priveste modul de dezvoltare a familiei de autovehicule urmarite, modul de dispunere a motorului, organizarea si tipul transmisie, constructia sistemelor si instalatiilor auxiliare , amenajarea interioara, etc.

O prima preocupare in domeniul constructiei de automobile din zilele noastre, este aceea ca acestea sa aiba un confort si estetica cat mai placuta. Marii constructori urmaresc de asemenea si reducerea consumului de combustibil sub forma unui proiect cu denumirea „ Three Liters curs Acesta presupune utilizarea unui automobil care sa consume maxim 3 l/100km, in conditiile in care sunt incluse si normele de poluare la nivelul criteriilor ULEV.

O alta tendinta actuala in dezvoltarea automobilului o constituie reducerea poluarii. Astfel promovarea unui nou tip de automobil de catre un anumit constructor impune obligativitatea acestuia ca 3 % din productia sa sa se incadreze in categoria ZEV.

Un alt criteriu urmarit il constituie constructia unui motor cat mai puternic, care sa dezvolte o viteza corespunzatoare, dar care sa fie cat mai compact. Astfel motorul in 4 timpi ar putea fi transformat in motor in 2 timpi. Se obtin imbunatatiri in ceea ce priveste randamentul, consumul si gabaritul motorului.

Eforturile de sporire a performantelor motoarelor s-au indreptat in mod special spre:

reducerea consumului de combustibil

marirea puterii litrice

reducerea costurilor de fabricatie

reducerea masei si marirea compactitatii

reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare

Se urmareste in special tendinta de extindere a M.A.C –urilor datorita consumului specific de combustibil mai redus in comparatie cu M.A.S.

In privinta aprinderii, se folosesc echipamente electronice atat la M.A.S., cat si la M.A.C., pompele de alimentare si cele de injectie sunt deseori electronizate.

Ameliorarea formelor camerei de ardere si a geometriei tubulaturii de admisie si de evacuare studiate in laborator si pe calculator a permis obtineera unor randamente ridicate.

Suspensia a facut obiectul unor studii analitice privind conditionarea reciproca dintre suspensie si sol. Tendinta actuala este folosirea suspensiilor independente hidropneumatice pe puntea fata si o singura foaie arc de egala rezistenta pe puntea spate.

Amortizoarele sunt hidraulice sau pneumatice. Arcurile elicoidale sunt dublu conice. Pentru cresterea stabilitatii de rulare in linie dreapta rotile din spate au un unghi de cadere negativ.

Sistemul de franare este hidraulic cu dublu circuit si limitator de franare. Pentru asigurarea unei raciri corespunzatoare discurile fata sunt formate din doua discuri de frictiune unite intre ele prin nervuratii, ce realizeaza o racire suplimentara. Din ce in ce mai mult se extinde amplasarea franei disc si pe spate luand locul tamburilor ce nu mai fac fata sarcinilor mari la viteze mari. Pentru marirea sigurantei in expluatare se folosesc indicatoarele electronice de uzura a garniturilor de frana ( frane reglabile si ABS) ce nu permit blocarea rotilor la franare.

Transmisia a fost si este obiectul unei continue cercetari, urmarindu-se prin solutiile constructive propuse o cat mai buna corelare intre momentul motor activ si cel rezistent, sporirea sigurantei si a confortului de conducere.

In tranzmisie se folosesc cu preponderenta ambreiaje mecanice, iar schimbatorul de viteze cu 4-5 trepte (cutii de vizeze mecanice).

In general toate solutiile similare au tranzmisia organizata dupa solutia clasica. In organizarea tranzmisiei exista urmatoarele tendinte de dezvoltare:

generalizarea solutiei clasice

dispunerea motorului longitudinal pentru solutia clasica

utilizarea tranzmisiei principale simple

Pentru protectia anticoroziva, la partile interioare a le caroseriei, portierelor si plafonului se utilizeaza materiale plastice. Pentru o rezistenta laterala marita se utilizeaza ramfortari pentru siguranta pasagerilor de pe locurile laterale si fronale.

Pneurile au fost studiate de catre constructori din punct de vedere al diminuarii energiei absorbite in timpul rulajului si amortizarii socurilor, al sigurantei si duratei in expluatare. In vederea maririi aderentei s-a generalizat folosirea amvelopelor radiale. La ora actuala se mai construiesc amvelope fara camera de aer, fabricate de firme straine ce au in interior o solutie speciala denumita polygel, care vulcanizeaza automat perforatiile din acestea.

Echipamentele de bord au fost perfectionate continuu. Astfel, aparatura de bord a fost grupata vizibil concentrata in fata conducatorului auto. Se folosesc cu una sau doua spite. Pentru o mai buna siguranta si confortabilitate, echipamente auto sunt actionate printr-o comanda simpla.

In vederea reducerii costurilor, utilizand aceiasi platforma tehnica pentru cat mai multe modele posibile, chiar si la masinile de clase diferite. Astfel noua berlina „Marea” a fost conceputa pe baza modelelor compacte “ Bravo/Brava”, iar diversitatea versiunilor care sunt oferite este coplesitoare. Sirul tendintelor moderne de dezvoltare continua cu sporirea sigurantei in conducere implicit la siguranta circulatiei. Astfel, la multe din modelele folosite in zilele noastre, se folosesc air-baguri pentru sofer dotate standard.

Gama dotarilor optionale continua cu al doilea air bag, aer conditionat sau o instalatie automata de climatizare, geamuri actionate electric, tapiterie din piele, dispozitive antipornire.




Cap 2

Organizarea generala si alegerea parametrilor principali


1 Modul de dispunere al echipamentului de tractiune


Tinand cont de solutiile similare, extrase din literatura de specialitate si avand in vedere tendintele de dezvoltare, se adopta solutia de organizare generala a autovehiculului, solutia de organizare a transmisiei si a sistemelor si amenajarea interioara.

Astfel pentru autovehiculul dat, tinand cont de domeniul de utilizare al acestuia, atat in mediul urban cat si in cel interurban, organizarea transmisiei autovehiculului, constituie problema fundamentala de conceptie constructiva. Pe baza acestei organizari se stabileste caracterul in miscare si in acelasi timp limiteaza posibilitatea de dezvoltare si de amplasare a celorlalte componente ale autovehiculului.

Din formula 44 a automobilului ce urmenza a fi proiectat reiese ca acesta va fi solicitat in teren viran , impunandu-se a el sa aiba calitati de progresie ridicata

In continuare se vor analiza pe rand principalele organe care acontribuie prin dimensiunile lor la organizarea generala a autoturismelor


Organizarea sasiului

Cadrul este destinat fixarii majoritatii agregatelor instalatiilor si ansamblurilor automobilului .Sasiul trbuie sa indeplineasca urmatoarele cerinte

rigiditate

rezistenta la socuri

cadrul este format din doua lonjeroane curbate deasu8pra puntillor motoare legate intre ele prin pyatru traverse si bare de proterctie fata .


Dispunerea motorului

Acesta are o mare influenta asupra astbilirtatii si reparitiei masei pe punti .Se constata tendinta manifestata pe plan mondial ca motorul sa fie dispus in fata .In conformitate cu destinatia automobilului , se adopta ca solutie de baza dispunerea motorului in fata .

Avantaje :

stabilitate mare in viraj ;

directia dse modifica odata cu rotile directoare ;

coborarea caroseriei ;

repartitia masei totale a aototurismului se va face 44 % pe punte din fata si 56 % pe punte spate ;


Organizarea transmisiei

Pentru autoturismul proiectat se adopta o transmisie clasica : ambreiaj , cutie de viteza, reductor distribuitor cu doua trepte , reductor central si diferential .

Ambreiajul este de tip monodisc uscat cu mecanism de debraiere cu parghi si un mecanism de comanda mecanic

Cutia de vitezaa montata pe carterul ambreiajului este o cutie de veteza notmala cu arbori paraleli 4+1 , trepte de viteza manuala .

Reductorul distribuitor este cu doua trepte permitand dublare numarului de trepte al cutiei de viteza


Orgenizarea suspensiei

Suspensia are rolul de a realiza legatura elastica intre cadru si puntile motoare pentru a proteja pasagerii si organele componente ale autoturismului de socurile s si oscilatiile daunatoare , cauzate de neregularitatile drumurilor .


Organizarea sistemului de directie

Directia este un sistem de o importanta deeosebita pentru siguranta circulatiei si securitatea pasagerilor . Sistemul de ditrectie are rolul de apermite schimbarea directiei de depalsare orientand corespunzator rotile din fata numite roti directoare .

Directi acuprinde organe de comanda , volanul si mecanismele de directie, levierul de comanda , trapezul directiei cu bara de conexiune , doua bara de comanda a directiei si levierele de comanda ale fuzetelor .















2.2 Dimensiuni geometrice principale



Functie de tipul si destinatia autovehiculului definite prin tema de proiectare , tinand seama de autovehiculele similare considerate in studiul solutiilor similare si avand in vedere tendinta de dezvoltare se adopta un autoturism care urmatoarele caracteristici :

lungimea automobilului – 4102mm, care reprezinta distanta dintre 2plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului si tangente la acesta in punctele extreme din fata si din spate .toate elementele din fata si din spate sunt incluse in aceste 2 plane .

latimea vehiculului –1775 mm , reprezinta distanta intre 2 plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului , tangente la acesta de o parte si de alta . Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid cu exceptia oglinzilor retrovizoare , sunt cuprinse in aceste plane

inaltimea vehiculului – 1880 mm , reprezinta distanta dintre planul de sprijin si un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregatit de plecare in cursa , fara incarcatura utila cu pneurile umflate la presiunea corespunzatoare masei totale admise

ampatamentul – 2350 mm reprezinta distanta intre perpendicularele coborate pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului .

ecartamentul 1445/1445 mm reprezinta distanta dintre centrele petelor de contact ale pneurilor cu solul .

consola fata /spate –600 / 830


2 .3 Amenajare interioara

Cabina caroseriei s-a conceput in ideea de a oferii un interior spatios si confortabil pentru cinci persoane

Autoturismul are in compunere patru usi care se deschid la un unghi de 900 fata de axa longitudinala a autoturismuluii si o usa in spatele masinii .

Studiul ergonomic al postului de conducere

Conform STAS 12613-88 se adopta dimensiunile postului de conducere:

a)       Ughiul de inclinare spre inapoi

b ]. Adopt b

b)      Distanta verticala de la punctul R la punctul calcaiului, Hz.

Hz = 130-520 [mm]. Adopt Hz = 250 [mm]

c)       Cursa orizontala a punctului R

C = 200[mm]

d)      Diametrul volanului

D = 330-600 [mm]. Adopt D = 340 [mm]

e)       Unghiul de inclinare al volanului

a ]. Adopt a

f)       Distanta orizontala intre centrul si punctul calcaiului

Wx = 660-1520 [mm]. Adopt Wx = 750[mm]

g)      Distanta verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului

Wz = 530/838[mm]. Adopt Wz = 650[mm].



Masa autovehiculului ,Repartizarea pe punti , Determinarea coordonatelor de masa


Masa automobilului ( ma ), face parte din parametri generali ai acestuia si reprezinta suma tuturor mecanismelor si agregatelor din constructia acestuia, precum si greutatea incarcaturii. Suma greutatii mecanismelor si agregatelor automobilului reprezinta masa proprie si se noteaza cu m0 , iar greutatea incarcaturii prescrise reprezinta masa utila si se noteaza cu mu .

Masa utila reprezinta o caracteristica constructiva esentiala a autovehiculului, prin ea caracterizandu-se posibilitatea de utilizare a acestuia. Aceasta este determinata de capacitatea de incarcare, a autovehiculului prevazuta prin tema de proiectare, in concordanta cu capacitatea de incarcare a tipurilor similare. Capacitatea de incarcare se precizeaza de regula prin numarul de locuri la autovehiculele de persoane si prin sarcina utila transportata la autovehiculele de bunuri.

Masa proprie este determinata de suma greutatilor tuturor sistemelor componente cind autovehicolul se afla in stare de utilizare. Pentru determinarea masei proprii, se are in vedere tendintele actuale cu privire la folosirea materialelor, cu mase proprii reduse, precum mase plastice, materiale compozite, oteluri de inalta rezistenta, creindu-se posibilitati de reducere a masei proprii.

Se adopta greutatea totala , tinind cont de tema de proiectare mO =23500 daN.

Dupa determinarea masei utile si a masei proprii, se va trece la efectuarea calculului pentru obtinerea masei totale cu ajutorul relatiei urmatoare:




Rotile de automobil sint alcatuite dintr-o janta metalica, pe care se monteaza o anvelopa de cauciuc in interiorul caruia se afla o camera cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. Rigiditatea anvelopei este data de raportul dintre cresterea fortei care actioneaza asupra pneului si deformatia determinata de aceasta crestere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de constructia ei, de presiunea interioara a aerului din pneu si de duritatea suprafetei de sprijin.

Alegerea tipului de pneuri este conditionata de mai multi factori cum ar fi, viteza maxima transmisa prin tema de proiect, si greutarea ce revine rotilor din spate si fata. Functie de greutatea repartizata puntilor se poate determina masa ce revine unui pneu.

Utilizind valori medii din literatura de specialitate se adopta parametrul =0.52 pentru autovehiculul incarcat, unde L este ampatamentul autovehiculului.

Din relatia anterioara va rezulta distanta :

a=Lmm

Stiind ca L-a=b, rezulta ca, b=2350-1222=1128 mm.

Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, gasite se va determina greutatea pe puntea fata cu urmatoarea relatie:   

G2 = [daN]; G2==1222 daN


G1 = [daN]; G1= =1128 daN

Inaltimea hg a centrului de greutate este de

hg =750 mm neincarcat

hg =700 mm incarcat


Alegere pneurilor si detrerminarea razelor rotilor .


Rotile de automobil sint alcatuite dintr-o janta metalica, pe care se monteaza o anvelopa de cauciuc in interiorul caruia se afla o camera cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. Rigiditatea anvelopei este data de raportul dintre cresterea fortei care actioneaza asupra pneului si deformatia determinata de aceasta crestere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de constructia ei, de presiunea interioara a aerului din pneu si de duritatea suprafetei de sprijin.

Alegerea tipului de pneuri este conditionata de mai multi factori cum ar fi, viteza maxima transmisa prin tema de proiect, si greutarea ce revine rotilor din spate si fata. Functie de greutatea repartizata puntilor se poate determina masa ce revineunui pneu folosind relatiile:

-pentru pneurile puntii fata:

Gp1= Gp1== 611 daN

-pentru pneurile puntii spate:

Gp2=; Gp2 ==564 daN

unde n=2 sau 4, reprezinta numarul de pneuri ale puntii;

Pentru asigurarea unei bune confortabilitati puntea fata trebuie sa fie caracterizata de o elasticitate mai mare decat puntea spate. La obtinerea elasticitatii puntii fata contribuie si utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mica in fata decat in spate.

Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din fata, se reduce rigiditatea laterala a pneului, astfel ca prin sporirea deviatiilor laterale se favorizeaza imprimarea unui caracter constructiv de subvirare, caracterizat de tendinta de autostabilizare pe traiectoria rectilinie.

Se adopta din literatura de specialitate, tinand cont si de solutiile similare pneurile

6,5 – 16C cu urmatoarele dimensiuni principale:

janta de masura 4,50 E16

latimea sectiunii maxime 180 mm

diametru exterior 748 mm

marimea camerei de aer J16

raza statica 358 mm

presiuni de regim 3,25 bar pentru rotile din fata si 3,5 bar pentru rotile din spate

greutatea pe anvelopa 618 daN

Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesara cunoasterea razei de rulare, care se apreciaza analitic functie de raza nominala a rotii si un coeficient de deformare. Coeficientul de deformare depinde de presiunea din pneu si are valorile:

=0,930-0,935, pentru pneuri utilizate la presiuni mai mici de 600 Kpa

=0,945-0,950, pentru pneuri utilizare la presiuni mai mari de 600 Kpa

Se alege coeficientul de deformare = 0,39 , raza nominala se determina dupa diametrul exterior precizat de STAS

rr = DeSTAS = 348 mm














Definirea conditiilor de autopropulsare


Miscarea automobilelor estedeterminata de marimea directia si sensul fortei active si a fortelor de rezistenta ce actioneaza asupra acestora .

Definirea cxonditiilor de autopropulsare precede calculul de tractiune , impreuna cu care conditioneaza performantele autovehicolelor . Se precizeaza functie de tipul si destinatia autovehiculelor , a factorilor specifice de influenta si stabilitate , relatiile analitice de evaluare cantitativa a acestor forte .

In procesul de inaintare al autovehicolului acestea intampina o serie de rezistente cauzate de factori externi , aceste rezistente fiind :

rezistensa la rulare

rezistenta aerului

rezistenta la demarare

rezistenta la panta



2.1Rezistenta la rulare



Rezistenata la rulare ( Rr ) este o forta cu actiune permanenta la rularea rotilor pe cale, de sens opus sensului deplasarii autovehiculului.

Cauzele fizice ale acestei rezistente la inaintare sunt: deformarea cu histerezis a pneului, frecari superficiale intre pneu si cale, frecarile din lagarele rotii, deformarea caii, percutia dintre elementele pneului si microneregularitatile caii, efectul de ventuza produs de profilele cu contur inchis pe banda de rulare etc.

Fata de cauzele determinate, rezistenta la rulare depinde de un numar mare de factori de influenta, printre care semnificativi sunt: constructia pneului, viteza de deplasare, presiunea aerului din pneu, fortele si momentele ce actioneaza asupra rotii.

Text Box: 
Valori recomandate pentru coeficientul
rezistentei la rulare f.
In calculele de proiectare dinamica

a autovehiculelor, rezistenta la rulare

este luata in considerare prin coeficientul rezistentei la rulare f, care reprezinta o forta specifica la rulare definita prin relatia:

unde:   Rr – este rezistenta la rulare ;

Ga cos a - componenta greutatii normala pe cale ;

Functie de tipul, caracteristicile si

destinatia autovehiculului se recomanda

alegerea valorilor din domeniile marcate in diagrama urmatoare:

Folosind relatia:

Rr = f Ga cos a [ N ]

si adoptand coeficientul rezistentei

la rulare f din diagrama, f = 0,022 , pentru

o cale de rulare ( cos a = 00 ), asfaltata, in stare buna (autoturism 44 ce ruleaza cu viteza maxima vmax = 150 km/h), rezulta:

Rr = 0,022 2350 = 51,7 N



Putera necesara invingerii acestei fortei se defineste in relatia :


Pa = Rr V = 51,7 150/3,6 = 18,59 kw


Nr. crt,

Starea si natura drumului



Rezistenta la rulare



f /










Drum cu gheata











Sosea cu asfalt bun











Sosea pitruita buna











Sosea cu hartoape











Drum cu piatra











Teren cu sol argilos











Drum cu nisip umed













1.2Rezistenta aerului


Rezistenta aerului ( Ra ) reprezinta interactiunea, dupa directia deplasarii, dintre aerul in repaus si autovehiculul in miscare rectilinie. Ea este o forta cu actiune permanenta de sens opus sensului de deplasare a automobilului.

Cauzele fizice ale rezistentei aerului sunt: repartitia inegala a presiunilor pe partea din fata si din spate a caroseriei, frecarea dintre aer si suprafetele pe langa care are loc curgerea acestuia, energia consumata pentru turbionarea aerului si rezistenta curentilor exteriori folositi pentru racirea diferitelor organe si pentru ventilarea caroseriei.

Pentru calculul rezistentei aerului se recomanda utilizarea relatiei :

Ra = 1/2 r Cx A v2 [ N ]

Unde : r - densitatea aerului ; pentru conditii atmosferice standard ( p = 101,33 10-3 [ N/m2 ] si T = 288 oK ) densitatea aerului este r = 1,225 [ kg/m3 ] ;

Cx – coeficientul de rezistenta a aerului ;

A – aria sectiunii transversale maxime [ m2 ] ;

V – viteza de deplasare a automobilului [ m/s ] ;

Notand produsul constant : 1/2 r Cx = K [ kg/m3 ] numit coeficient aerodinamic, rezistenta aerului este data de relatia:

Ra = K A v2 [ N ] unde : K = 0,6125 Cx kg/m3 ( conditii atosferice standard ) ;

Aria transversala maxima se determina cu suficienta precizie cu relatia :

A = B H [ m2 ] unde : B – ecartamentul autoturismului [ m ]

H – inaltimea autoturismului [ m ]

A = 1,775 1,88= 3,4 m2

Pentru determinarea marimii coeficientului de rezistenta a aerului Cx , vom folosi metoda comparativa, conform literaturii de specialitate, analizand valoarea acestuia la solutiile similare propuse, si vom adopta o valoare medie. Cx = 0,35

Ra =0,275 3,4 = 1627 N

Putera necesara invingerii acestei fortei aerului se defineste in relatia :


Pa = Ra V = 1627 150/3,6 = 64,035 w



2.3Rezistenta la panta


in deplasare autoturismuluiu pe rampa , greutatea Ga al carui punct de apllicatie se afla in centrul de greutate Cg se descompune dupa doua directii : una normala pe calea de rulare si una paralela cu calea de rulare .Componenta paralela se numeste forta rezistenta la la urcarea rampelor ( de sens opus vitezei de deplasare si o forta activa la coborarea pantelor.

La deplasarea autovehiculului pe cai cu inclinare longitudinala, greutatea da o componenta ( Rp ) dupa directia deplasarii, data de relatia : Rp = Ga sin a [ N ].

Pentru pante cu inclinari mici (a 17 o ) la care eroarea aproximarii : sin a = tg a este sub 5% panta se exprima in procente p% = tg a. In acest caz expresia rezistentei la panta este data de relatia :

Rp = Ga p [ N ]

Alegerea unghiului de inclinare longitudinala a caii se face functie de tipul si destinatia automobilului.

Pentru cazul nostru adoptam amax = 33 o ; rezulta Rp = 23500 0.5446 = 1279,9 daN


2.4Rezistenta la demarare


Regimurile tranzitorii ale miscarii automobilului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demaraje) si reduceri ale vitezei (franare). Rezistenta la demarare ( Rd ) este o forta de rezistenta ce se manifesta in regimul de miscare accelerata a 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 aflate in miscare de rotatie, acceleratii unghiulare.

Influenta asupra inertiei in translatie a pieselor aflate in rotatie se face printr-un coeficient d , numit coeficientul de influenta a maselor aflate in miscare de rotatie.

Rezistenta la demarare este astfel data de relatia :

unde :

ma – masa automobilului [ kg ] ;

d - coeficientul de influenta al maselor aflate in miscare de rotatie ;

dv/dt = a – acceleratia miscarii de translatie a autovehiculului [ m/s2 ].

Pentru calculul rezistentei la demarare este necesara cunoasterea marimii coeficientului de influenta a maselor aflate in miscare de rotatie.

Comform literaturii de specialitate , pentru un autoturism 44, cu viteza maxima de 150 km/h, adoptam momentul masic de inertie al pieselor motorului Im = 0,2 kgm2 si momentul masic al unei roti IR = 2 kgxm2.

Din calcule rezulta coeficientii maselor astfel : dm = 0,0263 si dR

Pentru acceleratia maxima in prima treapta a C.V. valoarea este a1 max = 2,5 m/s2.

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 ( Ry ), data de relatia :

Ry = Rr + Rp = Ga ( f cos a + sin a ) = Ga x y =23500x0.3=7050N

unde : y - coef. rezistentei totale a caii ;

Pentru valorile adoptate anterior y



2.5 Ecuatia generala de miscare a automobilului



Pentru stabilirea ecuatiei generale a miscarii, se considera autovehiculul in deplasare rectilinie, pe o cale cu inclinare longitudinala de unghi a, in regim tranzitoriu de viteza cu acceleratie pozitiva. Luand in considerare actiunea simultana a fortelor de rezistenta si a fortei motoare ( de propulsie ) din echilibru dinamic dupa directia miscarii, se obtine ecuatia diferentiala :

Functie de conditiile de autopropulsare a autovehiculului, in ecuatia de miscare se definesc mai multe forme particulare :


a)         pornirea din loc cu acceleratia maxima

In acest caz ecuatia generala de miscare capata forma particulara

unde : a1 max – acceleratia in prima treapta a C.V.

FR(a1 max) = 23500 0,020 + 2350 1,225 2.8 = 470 + 8060= 8530N


b)        deplasarea pe calea cu panta maxima

Corespunzator conditiilor formulate anterior, coeficientul rezistentei specifice acaii capata forma

FR max = Ga ymax = 235000 0,3 = 7050N



c)         deplasarea cu viteza maxima

Din conditia realizarii vitezei maxime pe o cale orizontala in stare buna se obtine forma

FRv max = 23500 0,02+1/2 1,225 3.4 0,35 (150/3,6)2 = 470+1265= 1735N



3Calculul de tractiune


Calculul de tractiune se face in scopul determinarii parametrilor principali ai motorului si transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite anterior si in conditiile precizate in capitolul precedent sa fie capabil sa realizeze performantele prescrise in tema de proiectare sau a performantelor celor mai bune modele existente sau de perspectiva.



3.1Randamentul transmisiei



Text Box:  
Valori recomandate pentru 
randamentul transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltata de motor trebuie sa fie transmisa rotilor motoare ale acestuia.

Transmisia fluxului de putere este caracterizat

de pierderi datorate fenomenelor de frecare

dintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere din transmisie se apreciaza prin randamentul transmisiei ht

Experimentarile efectuate au permis sa se

determine urmatoarele valori ale randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei :

cutia de viteze :            

hCV = 0,97..0,98 ( in treapta de priza directa ) ;

hCV = 0,92..0,94 ( in celelalte trepte ) ;

transmisia principala :

h = 0,92..0,94 ( pentru transmisiile principale simple ) .

Deoarece valoarea globala a randamentului transmisiei depinde de numerosi factori a caror influenta este dificil de apreciat, in calcule se opereaza cu valori adoptate din diagrama alaturata.

Am adoptat ht



4.2 Alegerea tipului motorului



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(n) si M = f(n) numite caracteristici de turatie. Domeniul de oferta este limitat de caracteristica externa ( sau caracteristica la sarcina totala ), care determina posibilitatile maxime ale motorului si in privinta puterii si a momentului la fiecare turatie din domeniul turatiilor de functionare ale acestuia. Caracteristica externa se completeaza si cu curba consumului specific de combustibil

Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere interna cu piston in miscare de translatie. Existenta unei mari varietati de motoare cu ardere interna cu piston impune alegerea unor criterii de selectie bine definite. Optiunea pentru unul dintre tipuri are in vedere in principal modelul, caracteristicile si destinatia autovehiculului.

Statisticile apreciaza ca pentru autoturismele 44, sunt utilizate cu precadere motoarele cu aprindere prin comprimare. Rezervele in utilizarea motorului Diesel se explica prin pretul de achizitie cu 20 – 30 % mai ridicat fata de modelele similare M.A.S., nivelul sonor mai ridicat, in special la mersul in gol, greutatea pe unitatea de putere sensibil mai ridicata.

Am adoptat un motor cu capacitatea cilindrica 1299 cm3 ( autoturismele alese in studiul solutiilor similare sunt dotate, majoritatea, cu motoare de 1,1..1,3 l ), cu raportul alezaj x cursa = 93 x 68.5 mm. Acesta, conform calculelor, dezvolta o putere de 116.96 kW la o turatie de 4600 rot/min si un cuplu de 203 Nm la o turatie de 2600 rot/min.


4.3 Determinarea analitica a caracteristicii exterioare

4.3.1 Detreminarea puterii la vi teza maxima si la panta maxima


Calculul puterii maxime

Perforamntele precum si calitatile de exploatare ale autoturismului sunt detreminate in primul rand de caracteristicile motorului . Cele mai importante din punct de vedere al dimamicii sunt caracteristicile de turatie .

Caracteristica externa a amotorului cuprinde curbe ale puterii efective , a monentului motor si a consumului specific de combustibil .Pe caracterisica exerioara a motorului sun indicate puncte partiualre , cu ajutorul carora se evidentiaza parametri cei mai importanti ai caaracteristicii si ai momentului


Determinarea analitica a caracteristicii exterioare


Pentru evaluarea caracteristicii exterioare ce nu poate fi determinata pe stand este necesar sa se cunoasca cel putin doua puncte pe caracteristica externa . In mod analitic se folosesc relatiile :

unde :

Pmax – puterea maxima a motorului ;

M(n) – momentul functie de turatie .

Coeficientii relatiei se definesc astfel :

unde :

este coeficientul de elasticitate al motorului ;

este coeficientul de adaptabilitate al motorului .

Pentru completarea caracteristicii externe cu curba consumului specific se utilizeaza relatia :

unde :

cep – consumul specific de combustibil la turatia puterii maxime.

Cunoscand turatia de putere maxima nP, turatia de moment maxim nM, puterea motorului Pmax, momentul maxim Mmax si relatiile de definire a celorlalte marimi avem :


Adopt ce = 0,7

nm = ce x np = 0,7 x 4600 = 2520 rot/ min


Principalele date ale motorului sunt centralizate in tabelele urmatoare :


no [rot/min]

nm [rot/min]

n ce [rot/min]

np [rot/min]

n max [rot/min]







Ce



ca

a

b

g

con.P









Determinarea puterii la viteza maxima si panta maxima


Din definirea conditiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteza presupune dezvoltarea unei forte la roata Fpmax . Din definirea puterii ca produs intre forta si viteza, realizarea performantei de viteza maxima, in conditiile prevazute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:

Pv max=;

Pv max== 82,3 kw


Punand conditia ca puterea la viteza maxima sa corespunda punctului de turatie maxima se obtine pentru puterea maxima a motorului din relatia de mai jos


= 82,3 x 0,97 = 79,83 kw


MP = Pmax x ; = = 481,46 rad/sec

Mp =


ca = Mmax = 1,15 x 114,65 = 131,85






4.4 Determinarea marimii rapoartelor de transmitere ale transmisie

Functionarea automobilului in conditii normale 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 asemenea camp.

Situatiile care apar in timpul deplasarii unui autovehicul sunt:

a) motorul sa echilibreze prin posibilitatile proprii intreaga gama de rezistente. Acest lucru este posibil cand puterea furnizata este constanta in toate regimurile de deplasare. Daca aceasta valoare constanta corespunde puterii maxime, se obtine caracteristica ideala de tractiune data de relatia :

FR x v = PR max = ct.

unde:

FR = forta la roata;

v = viteza de deplasare;

PR max = puterea maxima la roata

. b) viteza maxima este delimitata prin puterea maxima de autopropulsare:

unde FR v max este forta la roata necesara deplasarii cu viteza maxima de performanta.

c) cand viteza = 0 , rezulta o forta la roata infinita. Ca urmare, la viteze mici, limita este data de aderenta rotilor cu calea, definita cu relatia FR max FR = w x Gad unde :

=0,7 coeficientul de aderenta;

Gad = greutatea aderenta, respectiv greutatea ce revine in conditii de demaraj rotilor motoare.


4.4.1Determinarea 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 si acceleratia maxima la pornirea de pe loc.

Performantele date prin fortele la roata necesare pot fi formulate ca valori maxime cand fortele la roata oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul functioneaza la turatia momentului maxim pe caracteristica externa ( Mmax ) iar in transmisie este cuplat cel mai mare raport de transmitere    it max .

it max = icv1 x i0 unde:

icv1 = raportul de transmitere in prima treapta a cutiei de viteze;

i0 = raportul de transmitere a transmisiei principale .

Din conditia de autopropulsare se obtine : unde :

FR max este forta la roata necesara calculata pentru regimul de deplasare cu acceleratia maxima.

FR max = G0 = 23500x0,39 = 9165 rezulta ca :



4.4.2Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei


Valoarea minima a raportului de transmitere a transmisiei este determinata din conditia cinematica de realizare a vitezei maxime de performanta, cand motorul functioneaza la turatia maxima. Raportul de transmitere i0 se realizeaza in puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic si celelalte angrenaje de reducerea turatiei cu functionare permanenta montate in punte.

Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizeaza in conditiile de viteza maxima, in ultima treapta a cutiei de viteze, valoarea raportului i0 este data de relatia:

it min== =4,55


4.4.3Raportul de transmitere al transmisiei principale

Considerand ca vmax se obtine din ultima treapta de viteza si ca inaceasta treapta raportulde transmitere este unitar , iar valoarea raportului i0 se determina pornind de la relatia :


i0 x icvn


icvn –raportul de transmitere in ultima treapta icvn =1

rad/sec unde :

*      este viteza unghiulara la roata

v max= = 481,46 rad/sec


i0 ==4,37

unde i0 este raportulde transmiterea al transmisiei principale


4.4.4 Raportul de transmitere al primei trepte in cutia de viteza


icv1 = = 3,45


unde este coeficientul de rezistenta la rulare


4.4.5 Determinarea numarului de trepte pentru cutia de viteze si a marimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei


Pentru determinarea numarului de trepte se utilizeaza doua metode: o metoda grafica si o metoda analitica. Indiferent de metoda aleasa se fac unele ipoteze simplificatoare precum: schimbarea treptelor de viteza sa se faca instantaneu, astfel incat viteza maxima in treapta inferioara sa fie egala, cu viteza minima in treapta superioara. Metoda recomandata de literatura de specialitate este aceia a etajarii treptelor in progresie geometrica. Pentru calculul numarului de trepte se porneste de la principiul ca viteza maxima, intr-o treapta inferioara sa fie egal cu viteza minima intr-o treapta superioara, folosind relatia:

Va K=

In cazul etajarii cutiei de viteze in progresie geometrica, intre valoarea maxima i1 si minima in=1 in cutia de viteze sint necesare n trepte date de relatia:

n; n; n; n;unde n

Se adopta n = 4

Alegerea finala a marimii numarului de trepte se face tinandu-se cont de considerente constructiv functionale si de exploatare ale cutiei de viteze precum si de tipul si destinatia automobilului. Astfel pentru autovehicule de marfuri, la care importanta demarajului scade, aparand insa profilul mai greu al drumului, in scopul unei bune adaptabilitati se utilizeaza de obicei cutiile de viteze cu 5 trepte.

Fiind determinat numarul de trepte si tinand cont ca i=1, intr-o treapta K, raportul de transmitere este dat de relatia:

iCV k= ; (k=1 . n)

Pentru treapta a-I-a; icv1=3.45

Pentru treapta a-II-a; icv2=2.28

Pentru treapta a-III-a; icv3=1,51

Pentru treapta a-IV-a;    icv4=1


Calculul viteyelor pentru fiecare treapta de viteza


Vkc = = 86,18 m/s

Unde nac = 0,5 x4600 = 2300 rot/min –turatia arborelui cotit


Vmin = = 2,47 m/s


rad/s


rad/s


V1max =


V2max =


V3max =


V4max =




P = A x Pmax


M = 9550


B =













Cap 5 Reactiunile normale ale solului asupra rotilor autovehiculului


5.1 Determinarea reactiunilor normale statice pe teren orizontal ()







Ga = 2350 kg

G1 = 1150 kg

G2 = 1200 kg

Z1 = G1 = Ga

Z2 = G2 = Ga



5.2 Determinarea reactiunilor normale dinamice in timpul demarajului si al franarii autovehiculului






Ecuatia de momente in raport cu centrul de greutate al autovehiculului este :


Z1,2 =


Z1 =


Z1 =


In urma amplificarii rezulta pentru = 0


Z1


Z1


m1 =


m2 =


Coeficientul de incarcare dinamica sunt m2 > 1 ,m1 > 1 in conditii normale de deplasare n1 = 0,8 . 0,9 ce inseamna ca la deplasarea autovehiculelor , puntea din spate se incarca suplimentar cu aproximativ 10 . 20 % fata de incarcarea statica .

Pentru L = 2,350 m , adopt = 0,5 pentru = 0


5.2.2 Detreminarea reactiunilor dinamice in timpul franarii


Fortele si momentele care actioneaya asupra aur’tovehiculului in timpul franarii sunt preyentate in figura urmatoare :






Ff1 = x1max = x Z1

Ff2 = x2max = x Z2


x1,2 -valoarea maxima ale reactiunilro tangentiale la limita de aderenta

Ff1max , Ff2max – valoarea maxima ale fortelor de franare

Ffmax = x1max –x2max = ( Z1 + Z2 ) = xGa cos


Z1 =


Z2 =

m1 =


m2 =


5.3 Determinarea fortei de aderenta maxima


Valoarea aderentei la un autovehicul cu doua punti cu puntea motoare in fata care se deplaseaza pe o cale de inclinare este data de relatia :

ximax =


5.4 Determinarea coeficientilor de schimbare dinamica a incarcarii puntilor (m1 , m2 ) in timpul demarajului si franarii autovehiculului pentru = 0


m1 =


m2 =


in tipul franarii

m1 =


m2 =

Cap IV

Bilantul de tractiune si de putere


6.1 Bilantul de tractiune , bilantul fortei excedentare si caracteristica de tractiune


Pe timpul miscarii rectilinii a autoturismului , bilantul de tractiune al autovehicululuii reprezinta echilibul tuturor fortelor care actioneaza asupra acestuia la miscarea rectilinie pe un drum oarecare , avand functionarea la parametrii corespunzatori ai motorului .

Pentru studiul performantelor autovehiculului la deplasarea pe un anumit drum, caracterizat de o inclinare longitudinala a si un coeficient al rezistentei la rulare f, caracteristica se completeaza si cu bilantul de tractiune dat de relatia:

Fr = Rr + Rp + Rc + Rd , care reprezinta echilibrul dinamic dintre forta motoare la roata si suma fortelor rezistente.

FR = RP +Ra + Rr +Rd unde

Rr - forta de rezistenta la rulare Rr = Gaxfxcos

Rp - forta de rezistenta la urcarea pantei Rp = Gaxsin

Rd - forta de rezistenta la demarare Rd =

Ra - forta de rezistenta a aerului

Pentru a rezolva probleme legate de dinamicitatea autovehiculului se propune reprezentarea bilantului de tractiune astfel:

Fex Fr Ra=Rr Rp Rd

Fex Fr –kAv2 = f Ga cosa + Ga sin a + m a sdv/dt

Fex – forta excedentara la roata folosita pentru invingerea rezistentei drumului si la accelerarea autovehiculului.

Coeficientul de rezistenta la rulare f in domeniul vitezelor obisnuite ramane aproximativ constant si de aceea rezistenta la rulare este reprezentata printr-o dreapta orizontala paralela cu axa absciselor

In continuare trebuie determinata caracteristica de tractiune a automobilului care reprezinta curba de variatie a fortei la roata . functie de viteza pentru fiecare treapta a cutiei de viteza .

FR =


Construirea caracteristicii de tractiune se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului privind de al curba puterii efective sau de la curba momentului motor efectiv cu relatia :

Ft = 3600xPe

V = 0,377xrr        sau :

FR =

Vk =

Vk – viteza de deplasare in treapta k

itk = icvk i0

icvk –raportul de transmitere al transmisiei cand este cuplata treapta k a c.v.

Caracteristica de tractiune repreuzinta curba de variatie a fortiei la roata , functie de viteza pentru fiecare treapta a cutiei de viteza utilizata :

PR = Pe x -        puterea la roata


6.2 Bilantul de putere bilantul puterii excedentare si caracteristica de puterilor


Rezolvarea unor probleme legate de tractiunea automobilului este posibil si prin studiul bilantului dintre puterea dezvoltata la rotile motoare si puterile consumate pentru invingerea rezistentelor la interioare .

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafica a bilantului de putere functie de viteza automobilului pentru toate treptele cutiei de viteze.

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 ( Pr ), rezistenta la urcarea pantei ( Pp ), rezistenta aerului ( Pa ) si rezistenta la demaraj ( Pd ), dat de relatia:

PR = unde :

P este puterea motorului ( din caracteristica externa )

ht este randamentul transmisiei ( adoptat anterior ).

Din trasarea grafica a bilantului de putere se obtine variatia puterii excedentare precum si a celorlalte puteri pierdute . Aceasta diagrama se traseaza punand in abscisa viteza autoturismului data de relatia :

V =

Deoarece studiul performantelor automobilului se face de obicei functie de deplasarea cu viteze constante, pe o cale orizontala in stare buna, se noteaza cu Pro puterea consumata pentru invingerea rezistentei la rulare pe calea orizontala buna considerata cu un coeficient al rezistentei la rulare fo = ct. pentru viteze uzuale. Deci Pro = GaxfoxV.

Bilantul puterilor este de forma: P = PR - ( Pro + Pa ) Pex unde Pex este o putere numita excedentara fata de deplasarea cu viteza constanta pe o cale data ( sau disponibila ). Aceasta putere este utilizata de automobil in urmatoarele scopuri: sporirea vitezei maxime, invingerea rezistentelor maxime ale caii de rulare, sporirea vitezei si invingerea rezistentelor caii.

Puterea utilizata la deplasarea cu viteza constanta pe o cale orizontala este numita Prez si se manifesta in orice conditii ( pentru invingerea rezistentei aerului si a rezistentei la rulare apare un consum permanent de putere).

Studiul performantelor dinamice cu ajutorul caracteristicii puterilor se face functie de modul de utilizare a puterilor disponibile ( sau excedentare ).

Pentru reprezentarea grafica s-a folosit expresia bilantului de puteri dat de relatia :

data sub forma

Pex = Pd + Pc DPr = PR - Prez unde

Prez = Pa + Pro si DPr = Pro - Pr = Ga ( fo - Fcoa )

f este coeficientul rezistentei la rulare pe o alta cale diferita de cea orizontala considerata ( de obicei, pentru autoturisme: fo

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafica a bilantului de putere functie de viteza automobilului automobilului pentru toate treptele cutie de viteze.

Diferentele pe ordonata dintre curbele PRi; i = 1/5 si Perz reprezinta puterea excedentara Pex a automobilului functie de treapta de viteza si viteza de deplasare

Pex Pd+ Py L PR – Prez

Prez = Pa+ Pr0

L PR = Pr0 - Pa = Ga( f0 – fcosa); f0 =0.022


 





Pentru rezolvarea problemelor de dinamicitate a automobilului se propune reprezentarea bilantului de tractiune dat de relatia :


FR –Ra = Rr + Rp + Rd

Partea din stanga a acestei relatii reprezinta forta disponibila sau excedentara Fex care poate fi folosita la invingerea rezistentelor drumului si la accelerare .



 











Cap.7 Performantele autovehiculului


7.1 Ecuatia generala de miscare


Se determina tinandu-se seama de o parte de fortele de propulsie si de fortele de rezistenta care se opun deplasarii rectilinii a autovehiculului pe un drum cu inclinare longitudinal si in regim de demarare

Se porneste de la ecuatia de tractiune

FR = RP +Ra + Rr +Rd

FR =

Notam = RP +Ra + Rr




Ecuatia generala de miscare are forma :



In cazul autovehiculelor cu transmisie mecanica . forta la roata variaza in functie de momentul motor potrivit relatiei :

FR =

it –raportul de transitere total in treapta de viteza aleasa

it =


FR =


i – momentul de inertia mecanic al pieselor motorului in miscare de rotatie


a)     Deplasarea pe panta maxima

;        Ra se micsoreaza rezulta FR =



b) Demarajul in treapta I cu acceleratie maxima corespunzatoare pornirii de pe loc pe calea orizontala


; ; ; Ra se neglijeaza


FRmax =


c) Deplasarea cu viteza maxima V = Vmax ; ; pe cale orizontala ; ; Rp = 0


7.2Determinarea factorului dinamic si a caracteristicii dinamice


FR – R0 = G0     repreyinta forta de tractiune disponibila excedentara si se utilizeaza la invingerea rezistentelor drumului si rezistentei la demarare .

Pentru compararea performantelor dinamice ale unor autovehicule de greutate si sarcini diferie se foloseste un parametru adimensional ce se numeste factor dinamic care reprezinta raportul dintre forta de tractiune excedentara Fex si greutatea totala a autovehiculului Ga .


D =





Daca autovehicolul se deplaseaya cu viteze constante factorul D va fi egal cu coeficientul rezistentei totale a drumului adica :

D =

Notam D pentru priza directa


D =


Dk = Dik +


Folosind curbele de variatie ale factioruluii dinamic toate treptele din cutia de viteza se obtine caracteristica dinamica a autovehiculului


 




Limitarea de catre aderenta a factorului dinamic


Rularea autovehiculului este posibila daca:

a Ri FR j Z rm, unde :

a Ri – suma tuturor rezistentelor la puntea motoare

FR – forta motoare la roata

j - coeficient de aderenta

Valoarea maxima a fortei la roata este limitata de alunecarea rotilor pe suprafata drumului si atunci limita ei superioara este.

FR max jZ m

Factorul dinamic limita va fi:

Dj

Avand in vedere ca patinarea apare atunci viteza este prea mica , putem sa neglijam ternemul kxAxV2 , factorul dinamic devine : Ra


Inbunatatirea performantelor autovehiculelor se obtine prin cresterea factorului dinamic ce se pote realiza in marimea raportului de transmitere principala prin reducerea greutatii proprii prin construirea unor caroserii mai aerodinamice .


 





7.3 Determinarea parametrilor capacitatii de demarare ai autovehiculului

7.3.1Determinarea acceleratiilor


Pentru determinarea acceleratiilor se considera automobilul in mitcare rectilinie pe o vale orizontala in stare buna, cu un coeficient mediu al rezistentei la rulare, f.

Deci, puterea excedentara Pex va fi utilizata in acest caz numai pentru accelerare.

y = f cosa + sin a

a T y = f = 0.022

D = y + T a= ‚ ( D - y , unde:

dk- coeficient de influenta a maselor aflate in miscare de rotatie


a = (D - y ; D =


Utilizand graficul factorului dinamic functie de vitezele de deplasare, se pot studia o serie de performante:


a)     viteza maxima

Trasand o dreapta paralela cu abscisa la ordonata D = y, intersectia ai cu curba factorului dinamic da pe abscisa vitzeza maxima.

b)     pana maxima

Panta maxima pe care o poate urca automobilul cu o viteza data la o anumita treapta a cutiei de viteze se determina astfel :

D = f cos a + sin a f + h [%]

h = D- f [%]

h – inaltimea pantei in procente

c)     rezistenta totala maxima

Trasand o dreapta paralela cu ordonata, intersectia ei cu factorul dinamic da pe ordonata rezistenta maxima pe care o invinge la o viteza oarecare.

ak = (D k y

d k s i2cvk

s

Adopt s



Determinarea timpului de demarare


Timpul de demarare reprezinta timpul necesar de crestere a vitezei autovehiculului intre viteza minima in treapta I a cutiei de viteze si viteza maxima in ultima treapta. ( Vn =0,9 Vmax ) cu conditia ca motorul sa functioneze pe caracteristica exterioara si ca schimbarea treptei sa se faca instantaneu. Integrand ecuatia acceleratiei se obtine:


a =


D


a –scara inversa acceleratiei

b-scara inversa a vitezei


D =


Vm = 0,9 xVmax = 0,9 = 37,5


Td =


In practica se traseaza graficul inverselor acceleratiei se imparte in trapeze mici si se calculaeza timpul de demararre dupac are se traseaza timpii de demarare functie d viteza intr-un alt grafic .


Determinarea graficului de demarare


Spatiul de demarare parcurs in timpul de demarare

Ds = Vdt =

Se realizeaza integrarea grafica

DA = VDtxbk

b, k –scarile vitezei si ai timpului de demarare


Determinarea parametrilor capacitatii de franare aui autovehiculului


determinarea acceleratiilor

Dupa directia de miscare


Fi – (x1 +x2 ) – Ga sin -Ra = 0


af =

deceleratia este maxima atunci cand FR este maxim


FfRmax = G0 (


Afmax =



7.4.2 Determinarea spatiului de franare


Franarea este procesul prin care se reduce partial sau total viteza automobilului. Ea se realizeaza prin generarea in mecanismele de franare a unei forte de franare la roti, indreptata dupa directia vitezei autovehiculului, dar de sens opus ei.


Sft= SfmxSfs

Sfm = -

Daca franarea se face pe un teren oriyontal p= 0 si motorul este decuplat avem




Determinarea timpului de franare

Timpul de franare minim se detremina pornind de la relatia :



Daca franarea se face pana la oprire

Vf = pe un drum orizontal cu deplasarea max f , p = 0 ; tfmin =


Repartizarea fortelor de franare pe puntile autovehiculului


Relatiile obtinute pentru spatiul si timpul de franare se refera la un autovehicul la care exista o repartitie ideala a fortei de franare respectiv deceleratia relativa afrel realizata pe fiecare punte are aceiasi marime. In realitate, acest lucru se intampla numai in anumite conditii care depind de repartitia fortei de franare e puni, de marimea coeficientului de aderenta de constructia franelor, de starea pneurilor si de gradul de incarcare al autovehiculului

Repartizarea fortelor de franare pe puntile autovehiculului areo importanta deosebita, intrucat prin ea se determina capacitatea de franare si comportarea in timpul franarii pe diferite tipuri de drumuri.


Deca la franare se impune realizarea unei deceleratii relative d f , relatiile de mai sus devin :

Z1 = G1 + Ga hg /L d f iar Ff1= d f Z1

Z2 = G2 - Ga hg /L d f             Ff2= d f Z2


Repartizarea ideala a fortelor de franare pe puntile autovehiculului se obtine atunci cand raportul dintre forta de franare si sarcina pe punte este aceeasi indiferent de acceleratie sau coeficient de aderenta si est data de relatia:

Ff1/ Ff2= Z1/ Z2 = l

pentru puntea fata: l = Ff1/Z1 = Ff1/ G1 + Ga hg /L d f

pentru puntea spate: l = Ff2/Z2 = Ff2/G2 - Ga hg /L d f   


Daca l <l , atunci rotile puntii spate se blocheaza inaintea rotilor puntii fata.

Daca l l , atunci rotile puntii spate si puntii fata se blocheaza simultan.

Daca l >l , atunci rotile puntii fata se blocheaza inaintea rotilor puntii spate.




Consumul de combustibil

8.1 Definirea parametrilor consumului de combustibil


functionarea economica a motorului se apreciaza dupa comsumul orar si consumul specific de combustibil . Consmul orar este cantitatea de combustibil consumata de motor in timp de ora si este exprimata in [kg/h]. Consumul specific reprezinta cantitatea de combustibil in grame necesara unu motor pentru a obtine un kw din,puterea sa timp de ora , la un anumit regim de functionare .


Ce =




g [kg/m3]-densitatea sau masa volomica a combustibilului


Deci se obtine :




Daca se exprima puterea, prin relatia din bilantul de putere avem :


P =



n = 700 ; P =


P =



*h =

















Cap 9 Stabilitatea autovehiculului


Capacitatea autovehiculului in mers ramine in permanenta pe toate rotole . iar stabilitatea dispare atunci cand in timpul rularii apar alunacari in directii longitudinale sau transvrersale . Alunacarile nu sunt l afel de periculoase ca rasturnarile ce se prefer[ la aparitia alunecarii inaintea rasturnarii .

Pierderea stabilitatii apare datorita fortelor ce actioneza asupra autoturismului : forta de tractiune , forta de franare , fortele laterale , centrifugale in viraj , actiunea vantului puternic din partea laterala .


9.1 Stabilitatea autovehiculului la urcare si la coborarea cailor de rulare cu inclinari longitudinale mari .

9.1.1 Determinarea unghiurilor limita de rasturnare siderapare indirecstie longitudinala

la urcare

Z1 x L+R0 x h0 +Rd x h x g + G0 x h x g x sin+ Mrul + Mrul1 – G0 b x cos = 0


Rasturnarea arem loc atunci cand :


Z1 x L+R0 x h0 +Rd x h x g + G0 x h x g x sin+ Mrul + Mrul1 > G0 b x cos


Valoarea unghiului pantei maxime la carea poate avea loc rasturnarea este :


tgr

Conditia de dtabilitate la rasturnere pe panta longitudinala fara ca mai inainte sa apara alunecarea longitudinala este deta de relatia :


tgr



9.1.2 Determinarea conditiei de derapare sa aiba loc inaintea rasturnarii


Piederea stabilitatii se face prin alunacarea rotilor


G0 sin +Rd + Ra > x1 –x2


x1 =

G0 sin +Rd + Ra > -

x2 =


Z1 =        





unghiul la care are loc patinarea


Deci la autovehiculele cu partea motoare fata rasturnarea in jurul puntii din spate nu este posibila deoarece la orice valoare a coeficientului de aderenta inainte de aincepe rasturnarea apare patinarea rotilor :


La coborare :


Z2 x L + G0 x h x g x sin = 0

R0 x h0 +Rd x h x g + G0 x cos+ Mrul + Mrul1


La rasturnare Z2 = 0


tg>



unghiul limita de alunecare la franare


la urcare



9.1.3 Determinarea vitezei critice de rasturnare in directia longitudinala la rularea pe cai orizontale



pericolul rasturnarii longitudinale , in raport cu puntea din spate , este posibil sa apara l aautotuirsmele de aport si de curse cind se deplaseaza cu voteze foatrte mari pe cai orizontale (= 0 ). Astfel cresterea excesiva a rezistentei aerului produce o descarcare dinamica a puntii din fata . Viteza fiind aproape maxima , rezistenta la demarare este nula, iar rezisrenta la rulare se neglijeaza :

r0h0 = G0 b ; R*A*V2*h*g = G0*b


Ver =


Ver =


Deoarece viteza maxima pe care o atinge autovehicolul de proiectat este dee150 km/h nu exista riscul rasturnarii la viteza critica .


9.2 Stabilitate transversala

9.2.1 Determinarea fortelor care actionaeza la mersul in viraj in cazul unei miscairi curbilinii ct. V = ct. , R = ct.


Piederea stabilitarttii transversale a autovehicolului se manifesta prin derapare sau rasturnare laterala si se produce in viraje datorita aactiunii fortei laterale si se produce in viraje datorita actiuni fortelor centrifuge pe drumuri inclinate transversal , pe drumuri in curba precum si la actiunea vantului .

Daca se constata ca autovhicolul in miscar accelerata curbilinie si cu variatia unghiului de virare componenta fortei pe cel e 2 axe x si z si momentul de inartei , care apar , sunt exprimate aprin :

Fix = ma

Fiy = ma

Miy = ma


Unde - acceleratia liniara a punctului B al puntii din spate


- viteya unghiulara in jurul centrului instantaneu de rotatie


- accelerati unghiulara


R – raya de viraj al punctului central B al puntii din spate

Ioz – momentul de inaitare al masinii in aport cu xoy normala la ea si trecand prin centrul de greutate Cg

- raya de giratie a masei masinii in raport cu axa z




R = raza de viraj

-viteza unghiulara



Fix = ma

Fiy = ma



Fiy = ma Pz2


Daca miscarea este uniform variata , curbilinie cu raya de viraj ct. Saatuncp :


Fix = ma consideram R = 10 m


Fix =- ma


Fiy = ma

Miz = 0


9.2.2 determinarea viteyelor la rasturnare si de derapare pentru = 0 si


Pentru = 0

a)     viteza limita de rasturnare :

vr >

b)     viteza limita de derapare

Vd =








Nu se poate descarca referatul
Acest referat nu se poate descarca

E posibil sa te intereseze alte referate despre:


Copyright © 2021 - Toate drepturile rezervate QReferat.com Folositi referatele, proiectele sau lucrarile afisate ca sursa de inspiratie. Va recomandam sa nu copiati textul, ci sa compuneti propriul referat pe baza referatelor de pe site.
{ Home } { Contact } { Termeni si conditii }