Dinamica Autovehiculelor

1Organizarea generală şi alegerea parametrilor principali

1.1Studiul soluţiilor similare

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

Analizând cu atenţie toate aceste informaţii şi având în vedere tendinţele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetată se pot stabili, pentru început, prin comparare, unele date iniţiale, absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului şi repartizarea sa pe punţi, alegerea roţilor şi determinarea razei de rulare.

La soluţia 4 4 cu tracţiune integrală , dispunerea motorului se face în partea din faţă , iar antrenarea punţi se face prin componentele transmisiei distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului . Soluţia iniţială dezvoltată pentru automobile cu capacitate mărită de trecere , prezintă avantajul repartizării fluxului de putere la toate roţile automobilului , ameliorindu-se calităţile de tracţiune , mai ales în teren greu , unde se reduce riscul patinării roţilor . În plus la frânarea cu motorul , forţele de frânare se repartizează pe toate cele 4 roţi , ceea ce oferă avantaje ăn special la frânare pe căi alunecoase .

1.2 Alegerea principalelor dimensiuni geometrice şi de masă

Autovehiculul este un vehicul rutier autopropulsat care se poate deplasa pe un drum sau pe un traseu neamenajat, fiind echipat cu roţi, cu şenile , cu patine sau cu pernă de aer. Autovehiculul pe roţi este autovehiculul suspendat elastic pe cel puţin trei roţi şi serveşte pentru transportul persoanelor şi a bunurilor, pentru tractarea unor autovehicule fără mijloace proprii de propulsie şi pentru efectuarea de servicii speciale. Automobilul este un autovehicul pe roţi carosate.

Opel

Frontera

Limited

Toyota

L-450

Nissan

Terrano

II

Citroen

Visa

Mitsubishi

Pajero

3.2DI-D

Subaru

Forester

Caroserie 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4

Nr uşi 5 5 2 5 3 5

Nr. locuri 5 5 5 5 5 5

Cilindree 3465cmc 2874cmc 2690cmc 2400cmc 3497cmc 1994cmc

Alezaj cursă 80 89 79 83 77 79,5 75 77 89 89 90 90

Lungime 4658 mm 5642 mm 4700 mm 4300mm 4780 mm 4460 mm

Lăţime 1787 mm 1850 mm 1820 mm 1720mm 1780 mm 1735mm

Înălţime 1740 mm 1740 mm 1700 mm 1720mm 1910 mm 1595 mm

Ampatament 2855 mm 2630 mm 2750 mm 2430mm 2722 mm 2425 mm

Ecatament 1634/

1645 mm

1500/

1540 mm

1530/

1540 mm

1340/

1350mm

1430/

1445 mm

1530/

1580 mm

Putere max.. 205CP/

5400 rpm

129CP/

4000 rpm

128CP/

4800 rpm

120/

6800rpm

194/

5000 rpm

125CP/

5600 rpm

Cuplu max . 290Nm/

3000 rpm

427Nm/

4000 rpm

220Nm/

3200 rpm

131Nm/

4500

rpm

313Nm/

3000 rpm

184Nm/

3600 rpm

Masa proprie 1740kg 2065kg 2100kg 2205kg 2500kg 1365kg

Pneuri 245/

70R16

265/

70R16S

265/

70R18S

190/

55HR34

265/

65R18H

205/70

R15H

Viteza max. 187Km/h 175Km/h 180Km/h 180Km/

h

180Km/h 180Km/h

Autovehiculele destinate pentru transportul de persoane se numesc autoturisme, când au o capacitate de maxim opt locuri, autobuze când au capacitate mai mare de opt locuri şi automobile de performanţă când se urmăreşte realizarea unor performanţe.

Amenajarea generală a autovehiculului de proiectat se adoptă în urma studiului soluţiilor similare de organizare generală a altor autoturisme şi al datelor impuse prin tema de proiectare .

1. Dimensiuni geometrice

Având în vedere aceste concluzii , cunoscând datele impuse prin tema de proiect şi urmărind tendinţele actuale din construcţia de automobile am adoptat principalele dimensiuni geometrice şi de masă pentru un autoturism tot-teren, 5 locuri şi viteză maximă 180km/h.

Lungimea totală – 4200 mm ;Lăţimea totală – 1720 mm ;Înălţime totală – 1830 mm ;Ampatament – 2450 mm ;Consolă faţă – mm ;Consolă spate – mm ;Ecartament faţă – 1450 mm ;Ecartament spate – 1430 mm ;Dimensiune anvelope –235/70 R 15 R;

Lungimea automobilului ( La), reprezintă distanţa dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului şi tangenta la acesta în punctele extreme din faţă şi din spate. Toate elementele din faţă sau din spate ale automobilului sunt incluse în aceste două plane.Lăţimea automobilului ( l ), reprezintă distanţa dintre două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului tangente la acestea de o parte şi de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid, cu excepţia oglinzilor retrovizoare sunt cuprinse între aceste plane.Înălţimea vehiculului ( h ), reprezintă distanţa dintre planul de sprijin şi un pla orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă fără încărcătură utilă, cu pneurile unflate la presiune corespunzătoare masei totale maxime admise. Ampatamentul ( L ), reprezintă distanţa dintre perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului corespunzătoare la două roţi consecutive situate de aceiaşi parte a vehiculului.Ecartamentul ( E ), reprezintă distanţa dintre centrele punctelor de contact ale pneurilor cu solul.Consola faţă spate ( C1, C2 ), reprezintă distanţa de la punctul extrem din faţă respectiv spate al vehiculului, până la planul vertical care trece prin centrul roţii din faţă respectiv spate.Garda la sol ( hf ), reprezintă înălţimea maximă a unui dreptunghi al cărui plan este perpendicular pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului, care împarte acest dreptunghi în două părţi egale. Dreptunghiul trebui să se poată deplasa sub vehicul fără să atingă vreun punct al acestuia.

Greutatea automobilului

Greutatea autovehiculului este un parametru important la proiectare şi reprezintă suma greutăţii tuturor mecanismelor şi agregatelor din construcţia acestuia precum şi greutatea încărcăturii.

În cazul automobilelor 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 premisa reducerii maselor proprii.

Astfel în urma studiului soluţiilor similare masa proprie a automobilului de proiectat se adoptă:

Masa automobilului ( ma ) face parte din parametri generali şi reprezintă suma dintre masa utilă ( mu ) şi masa proprie ( mp ).

Prin tema de proectat masa utilă a autovehiculului mu estede1500 kg

Faţă de masele determinate mai sus , se determină greutatea automobilului G a , greutatea utilă Guşi greutatea proprie Go cu relaţiile :

Ga= ma*10 =1740*10=17400Gu= mu*10 =1500*10=1500Gp= mp*10 =3240*10=32400

Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate situat în planul vertical, ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziţia centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a şi b şi înălţimea hg conform STAS 6926/2-78.

Alegerea poziţiei centrului de masă se poate face prin mai multe metode precum :a) Utilizarea de valori în concordanţă cu valorile coordonatelor centrului de

masă al autovehiculelor considerate în studiul soluţiilor similare .b) Utilizarea de valori medii după date oferite de literatura de specialitate.c) Determinarea analitică a coordonatelor centrului de masă.

Utilizînd valori medii din literatura de specialitate se adoptă parametrul =0.45

pentru autovehiculul gol, unde L este ampatamentul autovehiculului.Din relaţia anterioară va rezulta distanţa : a = L mm

Ştiind că L – a = b, rezultă că, b = 2450 – 1102 = 1348 mm.Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, găsite se va determina greutatea pe

puntea faţă cu următoarea relaţie:

G2 = [daN]; G2= =1457,3 daN

G1 = [daN]; G1= =1782,7 daN

Înălţimea hg se determină prin aceiaşi metodă ştiind că raportul: =0,35 de unde

va rezulta, înălţimea hg=0,35 =857.5 mm

1.3 Alegerea roţilor

Roţile de automobil sînt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creşterea forţei care acţionează asupra pneului şi deformaţia determinată de această creştere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcţia ei, de presiunea interioară a aerului din pneu şi de duritatea suprafeţei de sprijin.

Alegerea tipului de pneuri este condiţionată de mai mulţi factori cum ar fi, viteza maximă transmisă prin tema de proiect, şi greutarea ce revine roţilor din spate şi faţă. Funcţie de greutatea repartizată punţilor se poate determina masa ce revineunui pneu folosind relaţiile:

-pentru pneurile punţii faţă:

Gp1= ; Gp1= = 891,35 daN

-pentru pneurile punţii spate:

Gp2= ; Gp2 = = 364,25daN

unde n=2 sau 4, reprezintă numărul de pneuri ale punţii;Pentru asigurarea unei bune confortabilităţi puntea faţă trebuie să fie caracterizată

de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obţinerea elasticităţii punţii faţă contribuie şi utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mică în faţă decât în spate.

Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din faţă, se reduce rigiditatea laterală a pneului, astfel că prin sporirea deviaţiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de subvirare, caracterizat de tendinţa de autostabilizare pe traiectoria rectilinie.

Se adoptă din literatura de specialitate, ţinând cont şi de soluţiile similare pneurile 235/70 R15 R cu următoarele dimensiuni principale:

-janta de măsură 6- lăţimea secţiunii maxime 210mm- diametru exterior 820mm- raza statica 380 mm- raza dinamica 384 mm- mărimea camerei de aer L16Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoaşterea razei de

rulare, care se apreciază analitic funcţie de raza nominală a roţii şi un coeficient de deformare. Coeficientul de deformare depinde de presiunea din pneu şi 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

În cazul în care se precizează mărimea circumferinţei de rulare, raza de rulare se calculează cu relaţia:

rr = ;

Se adoptă coeficientul de deformare =0,945, unde rr=0,930 =362,4mm

2. Definirea condiţiilor de autopropulsare

Valori recomandate pentru coeficientulrezistenţei la rulare f.

Mişcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcţia şi sensul forţelor active şi a forţelor de rezistenţă ce acţionează asupra acestuia.

Definirea condiţiilor de autopropulsare precede calculul de tracţiune, împreună cu care condiţionează performanţele autovehiculului. Cuprinde precizarea, în funcţie de tipul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului, a cauzelor fizice pentru forţele de rezistenţă ce acţionează asupra autovehiculului.

2.1Rezistenţa la rulare

Rezistenaţa la rulare ( Rr ) este oforţă cu acţiune permanentă la rularea roţilor pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului.

Cauzele fizice ale acestei rezistenţe la înaintare sunt: deformarea cu histerezis a pneului, frecări superficiale între pneu şi cale, frecările din lagărele roţii, deformarea căii, percuţia dintre elementele pneului şi microneregularităţile căii, efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis pe banda de rulare etc.

Faţă de cauzele determinate, rezistenţa la rulare depinde de un număr mare de factori de influenţă, printre caresemnificativi sunt: construcţia pneului, viteza de deplasare, presiunea aerului din pneu, forţele şi momentele ce acţionează asupra roţii.

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

unde:Rr – este rezistenţa la rulare ;

Ga cos - componenta greutăţii normală pe cale ;

Funcţie de tipul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului se recomandă alegerea valorilor din domeniile marcate în diagrama următoare:

Folosind relaţia: Rr = f * Ga* cos [ N ] şi adoptând coeficientul rezistenţei la

rulare f din diagramă, f = 0,017 , pentru o cale de rulare înclinată ( cos 17 = 0,96 ), asfaltată, în stare bună (autoturism ,4 4 , ce rulează cu viteza maximă vmax = 124km/h), rezultă:

Rr = 0,017 * 32400 * 0,96 = 528,7 N

2.2Rezistenţa aerului

Rezistenţa aerului ( Ra ) reprezintă interacţiunea, după direcţia deplasării, dintre aerul în repaus şi autovehiculul în mişcare rectilinie. Ea este o forţă cu acţiune permanentă de sens opus sensului de deplasare a automobilului.

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

Pentru calculul rezistenţei aerului se recomandă utilizarea relaţiei :Ra = 1/2 * * Cx * A * v2 [ N ] Unde : - densitatea aerului ; pentru condiţii atmosferice standard ( p = 101,33

* 10-3 [ N/m2 ] şi T = 288 oK ) densitatea aerului este = 1,226 [ kg/m3 ] ;Cx – coeficientul de rezistenţă a aerului ;A – aria secţiunii transversale maxime [ m2 ] ;V – viteza de deplasare a automobilului [ m/s ] ;

Notând produsul constant : 1/2 * * Cx = K [ kg/m3 ] numit coeficient aerodinamic, rezistenţa aerului este dată de relaţia:

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

Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie cu relaţia :A = B * H [ m2 ] unde: B – ecartamentul autoturismului [ m ]

H – înălţimea autoturismului [ m ] A = 1,720 * 1,830 = 3,147 m2 Pentru determinarea mărimii coeficientului de rezistenţă a aerului Cx , vom

folosi metoda comparativă, conform literaturii de specialitate, analizând valoarea acestuia la soluţiile similare propuse, şi vom adopta o valoare medie. Cx = 0,5

Astfel rezultă: Ra=1/2*1.225*0.5*3,1476* =964N

2.3Rezistenţa la pantă

La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă ( Rp ) după direcţia deplasării, dată de relaţia : Rp = Ga * sin [ N ].

Această forţă este o forţă rezistentă la urcarea rampelor ( de sens opus vitezei de deplasare ) şi o forţă activă la coborârea pantelor.

Pentru pante cu înclinări mari ( 35o ) expresia rezistenţei la pantă este dată de relaţia :

Rp = Ga * p [ N ]Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcţie de tipul şi

destinaţia automobilului.Pentru cazul nostru adoptăm max = 35 o ; rezultă Rp = 32400 * 0.5733 =

18574,9N

2.4 Rezistenţa la demarare

Regimurile tranzitorii ale mişcării automobilului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demaraje) şi reduceri ale vitezei (frânare). Rezistenţa la demarare ( Rd ) este o forţă de rezistenţă ce se manifestă în regimul de mişcare accelerată a autovehiculului.

Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanţul cinematic al transmisiei dintre motor şi roţile motoare, sporirea vitezei de translaţie a autovehiculului se obţine prin sporirea vitezelor unghiulare de rotaţie ale elementelor transmisiei şi roţilor. Masa autovehiculului în mişcare de translaţie capătă o acceleraţie liniară, iar piesele aflate în mişcare de rotaţie, acceleraţii unghiulare.

Influenţa asupra inerţiei în translaţie a pieselor aflate în rotaţie se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie.

Rezistenţa la demarare este astfel dată de relaţia :

unde : ma – masa automobilului [ kg ] ; - coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie ;dv/dt = a – acceleraţia mişcării de translaţie a autovehiculului [ m/s2 ].

Pentru calculul rezistenţei la demarare este necesară cunoaşterea mărimii coeficientului de influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie.

Comform literaturii de specialitate , pentru un autoturism 4 4, cu viteza maximă de 125 km/h, adoptăm momentul masic de inerţie al pieselor motorului Im = 0,2 kg*m2 şi momentul masic al unei roţi IR = 2 kg*m2.

Din calcule rezultă coeficienţii maselor astfel : m = 0,0263 şi R = 0,0277 .Pentru acceleraţia maximă în prima treaptă a C.V. valoarea este a1 max = 2,5

m/s2.Deoarece rezistenţa la rulare cât şi rezistenţa la pantă sunt determinate de starea

şi caracteristicile căii de rulare, se foloseşte gruparea celor două forţe într-o forţă de rezistenţă totală a căii ( R ), dată de relaţia : R = Rr + Rp = Ga ( f cos + sin ) = Ga * [ N ] unde : - coef. rezistenţei totale a căii pentru înclinarea drumului de 350

Pentru valorile adoptate anterior = 0,57 .

2.5 Ecuaţia generală de mişcare a automobilului

Pentru stabilirea ecuaţiei generale a mişcării, se consideră autovehiculul în deplasare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală de unghi , în regim tranzitoriu de viteză cu acceleraţie pozitivă. Luând în considerare acţiunea simultană

a forţelor de rezistenţă şi a forţei motoare ( de propulsie ) din echilibru dinamic după direcţia mişcării, se obţine ecuaţia diferenţială :

Funcţie de condiţiile de autopropulsare a autovehiculului, în ecuaţia de mişcare se definesc mai multe forme particulare :

a) pornirea din loc cu acceleraţia maximă ;În acest caz ecuaţia generală de mişcare capătă forma particulară

unde : a1 max – acceleraţia în prima treaptă a C.V.FR(a1 max) = 22150 * 0,017 + 2215 * 1,225 * 2,5= 376,4 + 4695,6 = 4934 N

b) deplasarea pe calea cu panta maximă ; Corespunzător condiţiilor formulate anterior, coeficientul rezistenţei specifice a

căii capătă formaFR max = Ga * max = 22150 * 0,57 = 12625.5 N

c) deplasarea cu viteza maximă ;

Din condiţia realizării vitezei maxime pe o cale orizontală în stare bună se obţine forma

FRv max = 22150 * 0,017+1/2 *1,225 * 2,66* 0,5 * (180/3,6)2 = 377 + 644.5 = 1021,5 N

Valori recomandate pentru randamentul transmisiei

Dinamica autovehiculului

3 Calculul de tracţiune

Calculul de tracţiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului şi transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite anterior şi în condiţiile precizate în capitolul precedent să fie capabil să realizeze performanţele prescrise în tema de proiectare sau a performanţelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.

Randamentul transmisiei

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

Transmisia fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare dintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei t .

Experimentările efectuate au permis să se determine următoarele valori ale randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei :

- cutia de viteze : CV = 0,97..0,98 (în treapta de priză directă ) ;

CV = 0,92..0,94 ( în celelalte trepte ) ;- transmisia principală : 0 = 0,92..0,94

( pentru transmisiile principale simple ) .Deoarece valoarea globală a randamentului

transmisiei depinde de numeroşi factori a căror influenţă este dificil de apreciat, în calcule se operează cu valori adoptate din diagrama alăturată.

Am adoptat t = 0,85

3.2 Determinarea caracteristicii externe a motorului

Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea autovehiculului se face prin oferta de putere şi moment. Oferta se exprimă funcţie de turaţia arborelui motor printr-un câmp de caracteristici P = f(n) şi M = f(n) numite caracteristici de turaţie. Domeniul de ofertă este limitat de caracteristica externă ( sau caracteristica la sarcină totală ), care determină posibilităţile maxime ale motorului şi în privinţa puterii şi a momentului la fiecare turaţie din domeniul turaţiilor de funcţionare ale acestuia. Caracteristica externă se completează şi cu curba consumului specific de combustibil ce = f(n).

10


A. Alegerea tipului motorului şi a mărimilor semnificative

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.

în funcţie e soluţiile similare deja existente adopt un autoturism 4 4 cu motor ce dezvoltă o putere de

B. Determinarea puterii maxime

Din definirea condiţiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză presupune dezvoltarea unei forţe la roată Fpmax . Din definirea puterii ca produs între forţă şi viteză, realizarea performanţei de viteză maximă, în condiţiile prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:

Pv max= ;

Pv max= =117.5 CP

C. Calculul caracteristicii externe a motorului

Pmax – puterea maximă a motorului ;Mmax – momentul maxim al motorului .Coeficienţii relaţiei se definesc astfel : Pentru evaluarea caracteristicii exterioare în mod

analitic se folosesc relaţiile :

unde :

Pmax – puterea maximă a motorului ;M(n) – momentul funcţie de turaţie .Coeficienţii relaţiei se definesc astfel :

unde :

este coeficientul de elasticitate al motorului ;

este coeficientul de adaptabilitate al motorului .

Cunoscând turaţia de putere maximă nP, turaţia de moment maxim nM, puterea motorului Pmax, momentul maxim Mmax şi relaţiile de definire a celorlalte mărimi avem :

11


Efectuând calculele rezultă coeficienţii , , cu valorile : = 0.88 ; = 1.22; = -1.11 .

Punând condiţia ca puterea la viteză maximă să corespundă punctului de turaţie maximă se obţine pentru puterea maximă a motorului din relaţia de mai jos

Pmax = = = 178kw

.Principalele date ale motorului sunt centralizate în tabelele următoare : n0

rot/min]nm

[rot/min]np

[rot/min]n max

[rot/min]P max [kW]

M max [Nm]

M p [Nm]

500 3000 4300 5000 178 385 314

Ce ca 0.55 1.222 0,88 1,22 -1,11

Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisie

Funcţionarea automobilului în condiţii normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistenţelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiţii rezultă că la roţile motoare ale autovehiculului, necesarul de forţă de tracţiune şi de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp.

Situaţiile care apar în timpul deplasării unui autovehicul sunt:a) motorul să echilibreze prin posibilităţile proprii întreaga gamă de rezistenţe. Acest

lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare. Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime, se obţine caracteristica ideală de tracţiune dată de relaţia :

FR * v = PR max = ct. unde:FR = forţa la roată;v = viteza de deplasare;PR max = puterea maximă la roată

12


. b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:

unde FR v max este forţa la roată necesară deplasării cu viteza maximă de

performanţă.

c) când viteza = 0 , rezultă o forţă la roată infinită. Ca urmare, la viteze mici, limita este dată de aderenţa roţilor cu calea, definită cu relaţia FR max FR = * Gad unde :

=0,7 coeficientul de aderenţă;Gad = greutatea aderentă, respectiv greutatea ce revine în condiţii de demaraj roţilor

motoare.

Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei

Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere, obţinut când este cuplată prima treaptă de viteză în cutia de viteze, se pot formula ca performanţe dinamice independente sau simultane următoarele: panta maximă sau rezistenţa specifică a căii şi acceleraţia maximă la pornirea de pe loc.

Performanţele date prin forţele la roată necesare pot fi formulate ca valori maxime când forţele la roată oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul funcţionează la turaţia momentului maxim pe caracteristica externă ( Mmax ) iar în transmisie este cuplat cel mai mare raport de transmitere it max .

it max = icv1 * i0 unde:icv1 = raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze;i0 = raportul de transmitere a transmisiei principale .

Pentru ca forţa la roată să fie situată în domeniu trebuie ca :FRmax sauÎn cazul autoturismelor 4 4 cu roţi cuplate prin reductor –distribuitor se defineşte un

raport de transmitere maxim al transmisiei cu reductor distribuitor cuplat în treaptă reducătoare ( it max R ) şi un raport în cazul utilizării cu o singură punte motoare ( it max ) .

Tracţiunea 4 4 cu treaptă reducătoare se consideră raţională măririi capacităţii de trecere pâna la limita abordării unor pante de 33-350 . când raportul de transmitere necesar este :

It max R =

Unde = f cos +sin

Cu = 33-350

It max R = =14.33

Funcţie de modul de organizare generală a transmisiei şi de parametrii constructivi ai automobilului greutatea aderentă are valoarea

13


Gad =Ga *cos =22150*0.96 = 21264 Greutatea aderentă reprezintă greutatea ce revine punţii motoare la urcarea pantei

maxime, în cazul automobilului 4 4

Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei

Valoarea minimă a raportului de transmitere a transmisiei este determinată din condiţia cinematică de realizare a vitezei maxime de performanţă, când motorul funcţionează la turaţia maximă. Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic şi celelalte angrenaje de reducerea turaţiei cu funcţionare permanentă montate în punte.

Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condiţiile de viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze, valoarea raportului i0 este dată de relaţia:

i0= = =3.78

Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi a mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Pentru determinarea numărului de trepte se utilizează două metode: o metodă grafică şi o

metodă analitică. Indiferent de metoda aleasă se fac unele ipoteze simplificatoare precum: schimbarea treptelor de viteză să se facă instantaneu, astfel încât viteza maximă în treapta inferioară să fie egală, cu viteza minimă în treapta superioară. Metoda recomandată de literatura de specialitate este aceia a etajării treptelor în progresie geometrică. Pentru calculul numărului de trepte se porneşte de la principiul că viteza maximă, într-o treaptă inferioară să fie egal cu viteza minimă într-o treaptă superioară, folosind relaţia:

Va K=

Cunoscând raportul de transmitere it max cît şi it min se poate determina raportul de transmitere it min :

iCV 1 = ;icv 1= =3.79

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

n ; n ; n ; n .7;unde n .7

14


Se adoptă n=5Alegerea finală a mărimii numărului de trepte se face ţinându-se cont de considerente

constructiv funcţionale şi de exploatare ale cutiei de viteze precum şi de tipul şi destinaţia automobilului. Astfel pentru autovehicule 4 4 în scopul unei bune adaptabilităţi se utilizează de obicei cutiile de viteze cu 5 trepte.

Ţinând cont de tipul şi destinaţia autovehiculului, funcţionarea economică a automobilului presupune ca la astfel de regimuri de deplasare, motorul să funcţioneze în zone cu consum favorabil, respectiv la turaţia medie economică, astfel s-a introdus a cincea treaptă econoamă, calculată cu relaţia:

icv5= ; icv5= ; icv5=0,90

nec =nmax *0.6 =5000*0.7 =3500vi =vmax*0.7 =180*0.8 =145 km/hFiind determinat numărul de trepte şi ţinând cont că i=1, într-o treaptă K, raportul de

transmitere este dat de relaţia:iCV k= ; (k=1…n)

Pentru treapta a-I-a; icv1=3.79Pentru treapta a-II-a; icv2=2.71Pentru treapta a-III-a; icv3=1.64Pentru treapta a-IV-a; icv4=1.13Pentru treapta a-V-a; icv5=0.90

Determinarea numărului de trepte se poate face şi pe cale analitică, menţinându-se aceleaşi ipoteze ca şi în cazul celeilalte metode luând într-un sistem de axe perpendiculare, unde pe abscisă se consideră viteza de deplasare notată cu “v”, iar pe ordonată se consideră viteza unghiulară .

Dependenţa dintre viteza unghiulară de rotaţie a arborelui motorului şi viteza de deplasare a autovehiculului, într-o treaptă oarecare k, cu raportul de transmitere icv k, este:

Pentru stabilirea numărului de trepte, mai întâi trebuie să se cunoască raportul de transmitere pentru treapta I a cutiei de viteze ca să se poată determina celelalte rapoarte de transmitere ale cutiei de viteze. Pentru aceasta trebuie ca funcţionarea motorului pe caracteristica exterioară să aibă loc într-un interval de viteze unghiulare cuprins în domeniul de stabilitate.

În plus se fac următoarele ipoteze: schimbarea treptelor de viteză învecinate se facă instantaneu, iar viteza maximă, într-o treaptă este egală cu viteza minimă în treapta imediat superioară.

15


4 Evaluarea performanţelor

4.1 Bilanţul de tracţiune şi caracteristica forţei la roată

Performanţele reprezintă posibilităţile maxime în privinţa, capacităţii de autopropulsare, capacităţilor de sporire a vitezei, capacităţilor de frânare şi capacităţilor de funcţionare economică din punct de vedere al consumului de combustibil. Cu ajutorul acestor studii se stabilesc criteriile de calitate, prin care se apreciază şi se diferenţiază autovehiculele. Criteriile de apreciere ale performanţelor dinamice se fac prin studii utilizând caracteristica puterilor, caracteristica de tracţiune şi caracteristica dinamică.

Caracteristica forţei la roată (Fr) Pentru fiecare punct al caracteristicii externe de funcţionare a motorului, se poate

calcula, la mersul în fiecare treaptă a cutiei de viteze, atât forţa la roată F r, cât şi viteza de deplasare a automobilului V. Forţa la roată se calculează cu relaţia:

Fr= ;

Iar viteza de deplasare a automobilului este :

;

În care sunt viteze unghiulare ale roţii motoare şi respectiv a arborelui motorului.Prin caracteristica forţei la roată se defineşte dependenţa grafică dintre forţa la roată şi viteza de

deplasare a automobilului. În cazul autovehiculului dat spre proiectare caracteristica forţei la roată, având în vedere relaţiile de mai sus arată astfel:

Caracteristica forţei la roată serveşte pentru calculul caracteristicii dinamice. Pentru o singură treaptă de viteze caracteristica forţei la roată este prezentată în continuare:

V1 FR1 V2 FR2 V3 FR3 V4 FR4 V5 FR5

0.862398 15388.911 1.3136887 10102.367 1.9392547 6843.5392 2.9088821 4562.3595 4.0724349 3258.8282

1.2073572 15948.98 1.8391642 10470.037 2.7149566 7092.6054 4.0724349 4728.4036 5.7014089 3377.4311

1.5523164 16461.786 2.3646396 10806.679 3.4906585 7320.6533 5.2359878 4880.4355 7.3303829 3486.0254

1.8972756 16927.329 2.8901151 11112.294 4.2663604 7527.683 6.3995406 5018.4553 8.9593568 3584.6109

2.2422348 17345.609 3.4155906 11386.882 5.0420623 7713.6944 7.5630934 5142.4629 10.588331 3673.1878

2.587194 17716.626 3.9410661 11630.444 5.8177642 7878.6876 8.7266463 5252.4584 12.217305 3751.756

2.9321531 18040.379 4.4665415 11842.978 6.5934661 8022.6625 9.8901991 5348.4417 13.846279 3820.3155

3.2771123 18316.869 4.992017 12024.486 7.369168 8145.6192 11.053752 5430.4128 15.475253 3878.8663

3.6220715 18546.095 5.5174925 12174.966 8.1448698 8247.5577 12.217305 5498.3718 17.104227 3927.4084

3.9670307 18728.059 6.0429679 12294.42 8.9205717 8328.4779 13.380858 5552.3186 18.733201 3965.9419

4.3119899 18862.759 6.5684434 12382.847 9.6962736 8388.3799 14.54441 5592.2533 20.362175 3994.4666

4.6569491 18950.196 7.0939189 12440.246 10.471976 8427.2637 15.707963 5618.1758 21.991149 4012.9827

5.0019083 18990.37 7.6193944 12466.619 11.247677 8445.1292 16.871516 5630.0861 23.620123 4021.4901

5.1743879 18992.733 7.8821321 12468.171 11.635528 8446.1801 17.453293 5630.7867 24.43461 4021.9905

5.5193471 18962.012 8.4076076 12448.003 12.41123 8432.5182 18.616845 5621.6788 26.063583 4015.4849

16


5.8643063 18884.028 8.9330831 12396.809 13.186932 8397.8381 19.780398 5598.5588 27.692557 3998.9705

6.2092655 18758.78 9.4585585 12314.587 13.962634 8342.1398 20.943951 5561.4265 29.321531 3972.4475

6.5542247 18586.269 9.984034 12201.339 14.738336 8265.4232 22.107504 5510.2821 30.950505 3935.9158

6.8991839 18366.495 10.509509 12057.064 15.514038 8167.6884 23.271057 5445.1256 32.579479 3889.3754

7.2441431 18099.458 11.034985 11881.762 16.28974 8048.9353 24.43461 5365.9569 34.208453 3832.8263

7.5891023 17785.157 11.56046 11675.433 17.065442 7909.164 25.598162 5272.776 35.837427 3766.2686

7.9340614 17423.593 12.085936 11438.077 17.841143 7748.3745 26.761715 5165.583 37.466401 3689.7021

8.2790206 17014.766 12.611411 11169.694 18.616845 7566.5667 27.925268 5044.3778 39.095375 3603.127

8.6239798 16558.676 13.136887 10870.284 19.392547 7363.7407 29.088821 4909.1605 40.724349 3506.5432

8.968939 16055.323 13.662362 10539.847 20.168249 7139.8964 30.252374 4759.9309 42.353323 3399.9507

9.3138982 15504.706 14.187838 10178.383 20.943951 6895.0339 31.415927 4596.6893 43.982297 3283.3495

9.6588574 14906.826 14.713313 9785.8928 21.719653 6629.1532 32.579479 4419.4354 45.611271 3156.7396

10.003817 14261.683 15.238789 9362.3752 22.495355 6342.2542 33.743032 4228.1695 47.240245 3020.121

1

Pentru studiul performanţelor automobilului la deplasarea pe un anumit drum caracterizat de o înclinare longitudinală şi de un coeficient de rezistenţă la rulare f, caracteristica se completează cu bilanţul de tracţiune dat de relaţia:

FR = Rr + Rp + Rd + Ra

Pentru rezolvarea problemelor legate de dinamicitatea automobilului se propune reprezentarea bilanţului de tracţiune sub forma:

FR – Ra = Rr + Rp+ Rd

Membrul stâng al acestei relaţii reprezintă forţa excedentară care poate fi folosită la învingerea rezistenţei drumului şi la accelerarea automobilului.

Calculul sub formă tabelară a valorilor vitezei în cadrul treptei considerate este reprezentat în tabelul următor.

Relaţiile de utilizare la construirea acestui tabel sunt menţionate anterior, iar rapoartele de transmitere ale transmisiei automobilului sunt:

Pentru treapta a- I -a: icv1= 5,53Pentru treapta a- II -a: icv1= 3,13Pentru treapta a- III -a: icv1= 1,77Pentru treapta a- IV -a: icv1= 1Pentru treapta a- V -a: icv1= 0,86Pentru transmisia principală: i0 =3,6

v4[m/s]

Fex4[N]

V4[m/s]

Fex4[N]

V4[m/s]

Fex4[N]

4.82 2231.55 16.98 2223.61 25.85 1715.656.17 2269.93 17.36 2210.34 26.91 1626.557.52 2298.49 18.42 2169.71 27.97 1531.398.87 2317.24 19.48 2123.02 29.03 1430.17

10.22 2326.17 20.54 2070.28 30.09 1322.8911.57 2325.29 21.60 2011.47 31.15 1209.5512.92 2314.59 22.67 1946.60 32.21 1090.1614.27 2294.08 23.73 1875.68 33.28 964.7015.63 2263.75 24.79 1798.70 34.72 783.86

17


18


19


1.5.2Bilanţul de putere şi caracteristica puterilor autovehiculului

Caracteristica puterilor

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanţului de putere funcţie de viteza automobilului, pentru toate treptele de viteze. Bilanţul de putere al automobilului reprezintă echilibrul dinamic puterea la roata PR şi suma puterilor necesare învingerii rezistenţelor la înaintare, respectiv rezistenţa la rulare ( Pr ), rezistenţa la urcarea pantei ( Pp ), rezistenţa la demarare ( Rd ) şi rezistenţa aerului ( Pa ), dat de relaţia :

PR =P* =Pr+ Pa+ Pp+Pd

unde ;P- puterea motorului

- randamentul transmisieiÎn cazul autovehiculului dat spre proiectare, având cinci rapoarte de transmitere ale

cutiei de viteze de mers înainte, reprezentarea grafică a caracteristicii puterilor în coordonate putere-viteză arată astfel:

Relaţiile de calcul pentru mărimile din componenţa tabelelor următoare sunt:

Pr= Pp = ;

Pa= PR = ;

v1

[m/s]PR1

[KW]v2

[m/s]PR2

[KW]v3

[m/s]PR3

[KW]v4

[m/s]PR4

[KW]v5

[m/s]PR5[KW]

0.87163 10.88 1.54163 10.88 2.72664 10.88 4.82253 10.88 5.60759 10.881.11569 14.25 1.97329 14.25 3.4901 14.25 6.17284 14.25 7.17772 14.251.35974 17.73 2.40494 17.73 4.25356 17.73 7.52315 17.73 8.74785 17.731.6038 21.27 2.8366 21.27 5.01701 21.27 8.87346 21.27 10.318 21.27

1.84786 24.87 3.26825 24.87 5.78047 24.87 10.2238 24.87 11.8881 24.872.09191 28.49 3.69991 28.49 6.54393 28.49 11.5741 28.49 13.4582 28.492.33597 32.12 4.13157 32.12 7.30739 32.12 12.9244 32.12 15.0284 32.122.58003 35.71 4.56322 35.71 8.07085 35.71 14.2747 35.71 16.5985 35.712.82408 39.26 4.99488 39.26 8.83431 39.26 15.625 39.26 18.1686 39.263.06814 42.74 5.42654 42.74 9.59777 42.74 16.9753 42.74 19.7387 42.743.13787 43.71 5.54987 43.71 9.8159 43.71 17.3611 43.71 20.1873 43.713.32963 46.35 5.88902 46.35 10.4158 46.35 18.4221 46.35 21.421 46.353.52139 48.91 6.22818 48.91 11.0156 48.91 19.483 48.91 22.6547 48.913.71315 51.38 6.56734 51.38 11.6155 51.38 20.544 51.38 23.8884 51.383.90491 53.75 6.9065 53.75 12.2153 53.75 21.6049 53.75 25.122 53.75

20


4.09666 56.00 7.24566 56.00 12.8152 56.00 22.6659 56.00 26.3557 56.004.28842 58.13 7.58482 58.13 13.4151 58.13 23.7269 58.13 27.5894 58.134.48018 60.13 7.92398 60.13 14.0149 60.13 24.7878 60.13 28.823 60.134.67194 61.97 8.26313 61.97 14.6148 61.97 25.8488 61.97 30.0567 61.974.8637 63.65 8.60229 63.65 15.2146 63.65 26.9097 63.65 31.2904 63.65

5.05546 65.16 8.94145 65.16 15.8145 65.16 27.9707 65.16 32.524 65.165.24722 66.49 9.28061 66.49 16.4144 66.49 29.0316 66.49 33.7577 66.495.43898 67.62 9.61977 67.62 17.0142 67.62 30.0926 67.62 34.9914 67.625.63073 68.54 9.95893 68.54 17.6141 68.54 31.1535 68.54 36.2251 68.545.82249 69.24 10.2981 69.24 18.2139 69.24 32.2145 69.24 37.4587 69.246.01425 69.70 10.6372 69.70 18.8138 69.70 33.2755 69.70 38.6924 69.706.20601 69.92 10.9764 69.92 19.4137 69.92 34.3364 69.92 39.9261 69.926.27574 69.94 11.0997 69.94 19.6318 69.94 34.7222 69.94 40.3747 69.94

Deoarece studiul performanţelor automobilului se face de obicei în funcţie de deplasarea cu viteze constante, pe o cale orizontală în stare bună se notează cu puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la rulare pe o cale orizontală bună considerată cu un coeficient al rezistenţei la rulare f = ct. pentru viteze uzuale.

Unde Pro =Ga * f *v.Bilanţul de putere va fi de forma:P = PR – (Pro + Pa) = Pex.

Pex – este o putere numită excedentară faţă de deplasarea cu viteză constantă pe o cale dată.

Această putere este utilizată de automobil în scopul sporirii vitezei maxime, învingerea rezistenţelor maxime ale căii de rulare, sporirea vitezei şi învingerea rezistenţelor căii.

Puterea utilizată la deplasarea cu viteză constantă pe o cale orizontală este numită P rez şi se manifestă în orice condiţii (pentru învingerea rezistenţei aerului şi a rezistenţei la rulare apare un consum permanent de putere).

Studiul performanţelor dinamice cu ajutorul caracteristicii puterilor se face funcţie de modul de utilizare a puterii disponibile.

Pentru o reprezentare grafică s-a folosit expresia bilanţului de putere dat de relaţia:PR = P* =Pr + Pa + Pp + Pd dată sub forma Pex = Pd + = PR – Prez unde Prez = Pa + Pro şi f - coeficient al rezistenţei de rulare

v4

[m/s]Pa4

[kW]PR4

[kW]Pr4

[kW]Pcsi[kW]

Pa+Pr[kW]

21


4.82 11.82 10.88 3.91 0.39 4.026.17 15.49 14.25 5.00 0.50 5.247.52 19.27 17.73 6.09 0.61 6.538.87 23.12 21.27 7.19 0.72 7.90

10.22 27.03 24.87 8.28 0.83 9.3711.57 30.97 28.49 9.38 0.94 10.9612.92 34.91 32.12 10.47 1.05 12.6714.27 38.82 35.71 11.56 1.16 14.5315.63 42.68 39.26 12.66 1.27 16.5516.98 46.45 42.74 13.75 1.38 18.7417.36 47.51 43.71 14.06 1.41 19.4018.42 50.38 46.35 14.92 1.49 21.3019.48 53.16 48.91 15.78 1.58 23.3320.54 55.85 51.38 16.64 1.66 25.4921.60 58.42 53.75 17.50 1.75 27.7922.67 60.87 56.00 18.36 1.84 30.2423.73 63.19 58.13 19.22 1.92 32.8524.79 65.35 60.13 20.08 2.01 35.6225.85 67.36 61.97 20.94 2.09 38.5726.91 69.19 63.65 21.80 2.18 41.6927.97 70.83 65.16 22.66 2.27 44.9929.03 72.27 66.49 23.52 2.35 48.4930.09 73.50 67.62 24.38 2.44 52.1931.15 74.50 68.54 25.23 2.52 56.0932.21 75.26 69.24 26.09 2.61 60.2233.28 75.76 69.70 26.95 2.70 64.5634.34 76.00 69.92 27.81 2.78 69.1334.72 76.02 69.94 28.13 2.81 70.85

22


23


24


25


A. Determinarea caracteristicii acceleraţiilor

Din ecuaţia de definiţie a factorului dinamic, se poate deduce expresia acceleraţiei de mişcare a automobilului:

, pentru fiecare treaptă.

Valorile acceleraţiei vor depinde de drumul pe care rulează automobilul, caracterizat prin rezistenţa specifică ” ”, de regulă demarajul automobilului se studiază la deplasarea pe drum orizontal astfel =f.

Caracteristica acceleraţiilor reprezintă dependenţa grafică dintre acceleraţia automobilului măsurată în m/s2, şi viteza de deplasare a automobilului va.

Relaţiile utilizate la construirea acestui tabel sunt cele menţionate anterior, iar rapoartele de transmitere ale transmisie autobehiculului sunt

Pentru treapta a- I -a: icv1= 5,53Pentru treapta a- II -a: icv1= 3,13Pentru treapta a- III -a: icv1= 1,77Pentru treapta a- IV -a: icv1= 1Pentru treapta a- V -a: icv1= 0,86Pentru transmisia principală: i0 =3,6

v1[m/s]

a1

m/s2v2

[m/s]a2

[m/s]v3

[m/s]a3

[m/s2]v4

[m/s2]a4

[m/s2]v5

[m/s]a5

[m/s2]0.872 1.324 1.542 1.040 2.727 0.622 4.823 0.295 5.608 0.2301.116 1.357 1.973 1.068 3.490 0.639 6.173 0.303 7.178 0.2351.360 1.387 2.405 1.092 4.254 0.654 7.523 0.309 8.748 0.2381.604 1.413 2.837 1.113 5.017 0.667 8.873 0.313 10.318 0.2391.848 1.435 3.268 1.131 5.780 0.678 10.224 0.315 11.888 0.2382.092 1.453 3.700 1.146 6.544 0.686 11.574 0.315 13.458 0.2352.336 1.468 4.132 1.158 7.307 0.692 12.924 0.312 15.028 0.2292.580 1.478 4.563 1.166 8.071 0.696 14.275 0.308 16.598 0.2222.824 1.485 4.995 1.171 8.834 0.697 15.625 0.302 18.169 0.2123.068 1.488 5.427 1.172 9.598 0.696 16.975 0.294 19.739 0.2003.138 1.488 5.550 1.172 9.816 0.695 17.361 0.291 20.187 0.1973.330 1.486 5.889 1.171 10.416 0.692 18.422 0.282 21.421 0.1853.521 1.483 6.228 1.167 11.016 0.687 19.483 0.273 22.655 0.1733.713 1.477 6.567 1.161 11.615 0.681 20.544 0.262 23.888 0.1593.905 1.468 6.907 1.154 12.215 0.674 21.605 0.250 25.122 0.1434.097 1.457 7.246 1.144 12.815 0.665 22.666 0.236 26.356 0.1274.288 1.444 7.585 1.132 13.415 0.655 23.727 0.221 27.589 0.1094.480 1.429 7.924 1.119 14.015 0.643 24.788 0.205 28.823 0.0904.672 1.411 8.263 1.103 14.615 0.630 25.849 0.188 30.057 0.0694.864 1.391 8.602 1.086 15.215 0.615 26.910 0.170 31.290 0.0475.055 1.368 8.941 1.066 15.815 0.599 27.971 0.150 32.524 0.0245.247 1.343 9.281 1.044 16.414 0.581 29.032 0.129 33.758 -0.0015.439 1.315 9.620 1.021 17.014 0.562 30.093 0.107 34.991 -0.027

26


5.631 1.286 9.959 0.995 17.614 0.542 31.154 0.083 36.225 -0.0545.822 1.254 10.298 0.967 18.214 0.520 32.215 0.058 37.459 -0.0826.014 1.219 10.637 0.938 18.814 0.497 33.275 0.032 38.692 -0.1126.206 1.182 10.976 0.906 19.414 0.472 34.336 0.005 39.926 -0.1436.276 1.168 11.100 0.894 19.632 0.462 34.722 0.005 40.375 -0.155

27


28


B. Determinarea timpului de demarare

Prin timp de demarare se înţelege timpul necesar de creştere a vitezei automobilului între viteza minimă în treapta întâi a cutiei de viteze şi viteza maximă de deplasare în ultima treaptă, făcând ipotezele că motorul funcţionează pe caracteristica externă şi că schimbarea treptelor se face instantaneu.

Pentru calculul timpului de demaraj se porneşte de la definiţia acceleraţiei:

a=

De unde se deduce expresia timpului elementar:

;

Întrucât pentru acceleraţie nu există o funcţie analitică de variaţie în raport cu viteza, se recurge prin integrare, la diagrama acceleraţiei. La viteza maximă a automobilului, acceleraţia fiind nulă, inversul acceleraţiei va fi infinit. Astfel expresia timpului de demaraj va fi:

;

Pentru calcularea timpului de demaraj este necesară calcularea inversului acceleraţiei. Deoarece inversul acceleraţiei tinde la infinit pentru viteza care tinde la viteza maximă, acesta se calculează pentru o valoare egală cu 0,9 din viteza maximă.

va1 1/a1 va2 [m/s] 1/a2 Va3 [m/s]

1/a3 Va4 m/s

1/a4 va5 1/a5

0.87 0.76 1.54 0.96 2.73 1.61 4.82 3.39 5.61 4.361.12 0.74 1.97 0.94 3.49 1.56 6.17 3.30 7.18 4.261.36 0.72 2.40 0.92 4.25 1.53 7.52 3.23 8.75 4.201.60 0.71 2.84 0.90 5.02 1.50 8.87 3.19 10.32 4.181.85 0.70 3.27 0.88 5.78 1.48 10.22 3.18 11.89 4.202.09 0.69 3.70 0.87 6.54 1.46 11.57 3.18 13.46 4.262.34 0.68 4.13 0.86 7.31 1.45 12.92 3.20 15.03 4.362.58 0.68 4.56 0.86 8.07 1.44 14.27 3.24 16.60 4.512.82 0.67 4.99 0.85 8.83 1.44 15.63 3.31 18.17 4.713.07 0.67 5.43 0.85 9.60 1.44 16.98 3.41 19.74 4.993.14 0.67 5.55 0.85 9.82 1.44 17.36 3.44 20.19 5.093.33 0.67 5.89 0.85 10.42 1.45 18.42 3.54 21.42 5.403.52 0.67 6.23 0.86 11.02 1.46 19.48 3.67 22.65 5.793.71 0.68 6.57 0.86 11.62 1.47 20.54 3.82 23.89 6.303.90 0.68 6.91 0.87 12.22 1.48 21.60 4.01 25.12 6.974.10 0.69 7.25 0.87 12.82 1.50 22.67 4.24 26.36 7.894.29 0.69 7.58 0.88 13.42 1.53 23.73 4.52 27.59 9.19

29


4.48 0.70 7.92 0.89 14.01 1.56 24.79 4.87 28.82 11.164.67 0.71 8.26 0.91 14.61 1.59 25.85 5.32 30.06 14.494.86 0.72 8.60 0.92 15.21 1.63 26.91 5.90 31.29 21.235.06 0.73 8.94 0.94 15.81 1.67 27.97 6.67 32.52 41.905.25 0.74 9.28 0.96 16.41 1.72 29.03 7.76 33.76 -1423.675.44 0.76 9.62 0.98 17.01 1.78 30.09 9.39 34.99 -37.605.63 0.78 9.96 1.00 17.61 1.85 31.15 12.05 36.23 -18.585.82 0.80 10.30 1.03 18.21 1.92 32.21 17.19 37.46 -12.146.01 0.82 10.64 1.07 18.81 2.01 33.28 31.12 38.69 -8.916.21 0.85 10.98 1.10 19.41 2.12 34.34 207.68 39.93 -6.976.28 0.86 11.10 1.12 19.63 2.16 34.72 184.20 40.37 -6.45

Înlocuind în relaţie se calculează timpul de demaraj, necesar atingerii vitezei de 100 km/h (în treapta a IV a, a cutiei de viteze) , pentru un drum orizontal cu f=0,02, şi sarcina maximă Ga=45000 N.

v4

[m/s]td[s]

v[m/s]

td[S]

3.32963 0.04386 9.28061 1.733693.52139 0.08783 11.0156 2.592113.71315 0.13198 11.6155 2.89153.90491 0.17639 12.2153 3.194194.09666 0.22112 12.8152 3.500914.28842 0.26626 13.4151 3.812484.48018 0.31189 14.0149 4.129744.67194 0.35811 14.6148 4.45367

4.8637 0.40499 15.2146 4.785315.05546 0.45266 15.8145 5.125885.24722 0.50121 16.4144 5.476735.43898 0.55707 19.483 9.30285.54987 0.58953 20.544 10.6815.88902 0.68948 21.6049 12.12666.22818 0.79027 22.6659 13.65486.56734 0.89209 23.7269 15.28467.92398 1.30434 24.7878 17.04148.26313 1.40887 25.8488 18.95928.60229 1.51509 26.9097 21.08638.94145 1.62327 27.77 23.494

30


31


32


B. Caracteristica spaţiului de demaraj

Prin spaţiului de demaraj se înţelege distanţa parcursă de automobil în timpul demarajului.Pentru calculul spaţiului de demaraj se foloseşte relaţia de definiţie a vitezei:

v= ;

de unde se deduce expresia spaţiului elementar:ds= ,

Din relaţia de mai sus se observă cunoaşterii funcţiei de dependenţă a vitezei faţă de timp. Astfel timpul necesar pentru demaraj de la viteza vmin1 la viteza v1 este:

t1= ;

Dacă într-un sistem de axe se i-a în abscisă vitezele de demaraj, iar în ordonată timpul necesar de demaraj pentru fiecare viteză, rezultă reprezentarea grafică a funcţiei v=v(t). Spaţiul, de demaraj total Sd se exprimă prin relaţia:

Graficul funcţiei determinate este prezentat în continuare:

v[m/s]

sd[m]

v[m/s]

sd[m]

3.32963 0.12518 9.28061 9.912343.52139 0.25789 11.0156 18.01753.71315 0.39841 11.6155 20.99823.90491 0.54704 12.2153 24.16754.09666 0.70412 12.8152 27.53674.28842 0.87005 13.4151 31.11924.48018 1.04528 14.0149 34.93054.67194 1.23034 14.6148 38.98824.8637 1.4258 15.2146 43.3133

5.05546 1.63234 15.8145 47.92985.24722 1.8507 16.4144 52.86615.43898 2.11115 19.483 116.765.54987 2.26557 20.544 141.0295.88902 2.77007 21.6049 167.86.22818 3.30811 22.6659 197.4896.56734 3.88128 23.7269 230.6357.92398 6.68131 24.7878 267.9618.26313 7.42162 25.8488 310.4528.60229 8.20485 26.9097 359.5158.94145 9.03395 27.77 417.239

33


34


35


1.5.5 Caracteristica de frânare

Calculul şi construcţia Ambreajului

Alegerea tipului constructiv

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor dezavantaje ale motorului,care constau în imposibilitatea pornirii sub sarcină,extstenţa unor zone de funcţionare instabilă şi mersul neuniform al arborelui cotit.Ambreajul realizează cuplarea şi decuplarea transmisiei de motor.Ambreiajul cuprinde elemente solidare cu arborele cotit al motorului şi elemente solidare cu transmisia.

Comanda de decuplare şi cuplare a celor două părţi se face prin sistemul de acţionare .Cerinţele pe care trebuie să le îndeplinească acest sistem sunt :

-transmiterea momentului motor maxim să se facă fără patinare în condiţii normale de funcţionare .

-să se asigure cuplarea lină şi completă .-să asigure alunecări care să evite suprasolicitarea organelor tramsimisiei sau a

arborelui motor .-să permită o decuplare rapidă şi totală cu eforturi reduse din partea conducătorului.-căldura care apare în urma patinării suprafeţelor părţii conduse în raport cu cele

ale părţii conducătoare să fie cedată cu uşurinţă mediului.În construcţia de autoturisme se întâlnesc mai multe tipuri de ambreiaje care, după

modul de transmitere al momentului motor ,se clasifică astfel .-ambreiaje mecanice .-ambreiaje hidrodinamice -ambreiaje electromagnetice Ambreiajele mecanice pot fi cu arcuri elicoidale, dispuse periferic sau cu arc

diafragmă.Datorită momentelor relativ mici de transmis,la autoturisme şi a gabaritului redus,ambreiajul mecanic cu arc central tip diafragmă a căpătat o largă răspăndire .

Ambreiajele cu arc central tip diafragmă necesită o forţă de cuplare mai mică ,respectiv o acţionare mai uşoară .De asemeni,forţa de apăsare a arcului tip diafragmă se menţine constantă,odată cu uzura garniturilor de frecare ,eliminându-se tendinţa de patinare ,pe măsura uzurii datorită scăderii forţei de apăsare a arcurilor elicoidale .

36


În urma acestui studiu şi având în vedere autoturismul impus ,cât şi soluţiile similare,adopt ambreiaj mecanic monodisc uscat,cu arc central tip diafragmă .

Alegerea valorilor principalilor parametri constructivi şi de funcţionare

Coeficientul de siguranţă - Transmiterea integrală a momentului maxim al motorului în orice condiţii este

posibilă câ momentul capabil (momentul de calcul ) al ambreiajului Ma este mai mare decât momentul maxim al motorului Mmax .În calculul de predimensionare se introduce un coeficient de siguranţă “beta” care ţine cont de acest lucru .

Pentru autoturisme ,în cazul ambreiajului mecanic,se recomandă .=1,6*1,75. Adopt =1,3

Ma= Mmax=1,6 169=271 N*m.Presiunea specifică - ps

La ambreiajele mecanice ,legătura de cuplare este determinată de mărimea forţelor de frecare ,ce iau naştere în suprafeţele de frecare ale părţilor conduse şi conducătoare,puse în contact forţat prin intermediul unor forţe normmale de apăsare .Raportul dintre forţa de apăsare a arcurilor de presiune F şi mărimea suprafeţei de frecare a ambreiajului defineşte presiunea specifică a ambreiajului.

Ps= ;

În funcţie de tipul cuplurilor de frecare ,presiunea specifică se admite între limitele :Ps=1,5 – 2 N/mm2; se adoptă pentru calcul Ps=1,5 N/mm2 Fizic

valoarea maximă a presiunii este limitată de tennsiunea admisibilă de strivire a materialului garniturilor.

Creşterea de temperatură la cuplare În procesul de cuplare şi decuplare al ambreiajului ,o parte din lucrul mecanic de

patinare al ambreiajului,se transformă în căldură ,încălzind piesele metalice ale ambreiajului,din această cauză garniturile de frecare funcţionează la temperaturi ridicate.Ca urmare a căldurii preluate, are loc o scădere a durabilităţii de două,trei ori .Pentru menţinerea calităţilor de funcţionare în domeniul de durabilitate ,se admite o creştere a temperaturii de maxim 10-15C;

unde :creşterea de temperatură

=coeficient ce exprimă a câta parte din lucrul mecanic de frecare este cheltuit pentru încălzirea piesei verificate ; =0,5,pentru discul de presiune exterior la ambreiaje monodisc

c=căldura specifică a pieselor ce se încălzesc c=500 J/Kg Cnp=masa pieselor ce se verifică Ambreiajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii şi rezistenţei la uzură

dacă creşterea de temperatură se încadrează în limitele =8-15 C

37


Dimensionarea suprafeţelor de frecare ale ambreiajelor

Pentru a putea transmite momentul motor maxim,ambreiajul are nevoie de o suprafaţă de frecare a cărei mărime se determină cu relaţia : A= 2- 2 ,Unde.Re-raza maximă Ri-raza minimă

Raportul dintre Rmin şi Rmax are o valoare cuprinsă între 0,53-0,75 ,se adoptă c=0,53.Cunoscând coficientul c ,presiunea specifică ps ,I=2,I fiind numărul suprafeţelor de frecare ,rezultă raza maximă ;A= 2-Ri2

Unde:Re-raza maximă;Ri-raza minimă

=2,5…3,adopt =3;-coeficient de frecare,se adoptă =0,3.

Raportul între Rmin şi Rmax are o valoare cuprinsă între 0,53-0,75,adopt c=0,65.Cunoscând coeficientul c,presiunea specifică ps,i=2;i,fiind numărul suprafeţelor de frecare rezultând raza maximă:

Re= = =116mm

Ştiind raza maximă şi coeficientul c vom putea determina raza minimă cu relaţia : Ri=Re c Ri=116 0,6 Ri=69.6mm. Re=116mm

Cu aceste valori determinate ,vom putea obţine aria suprafeţei de frecare ţinănd cont derelaţia următoare:

A= = =27041 mm2

Se adoptă următoarele dimensiuni principale conform STAS 7793-67:Re=112.5 mmRi=75 mmGrosimea g=3,5 mm.

În acest caz aria de frecare va fi:A= (Re2-Ri2)= (112.52-752)=2314.1mm2

Pentru a carecteriza solicitările ambreiajului şi rezistenţa lui la uzură utilizăm ca parametri de apreciere lucrul mecanic specific Ls,definit ca raportul între lucrul mecanic de patinare L,şi suprafaţa de frecare,A.

Ls= ; pentru autoturisme Ls=100…120daNmm

38


Lucrul mecanic de patinare se calculează în cazul pornirii din loc a autoturismului cu relaţia:

L m2 0,5 ma =43848,3*0,5*1620* 4976.2 daNmm

= 209,4 rad/s

ma-masa automobilului ma=1620 Kgrr-raza de rulare rr=0,3 mmicv1-raportul de transmitere în treapta I acutiei de viteze i0-raportul de transmitere principal

Ls= = =1,27daNm/cm2

Calculul părţii conducătoare

Discul de presiuneDiscurile de presiune sunt dimensionate funcţie de misiunile îndeplinite reprezentând o

suprafaţă de contact cu frecare pentru cuplare.Pentru asigurarea contactului prin frecare ,discul de presiune în forma unui cilindru are

următoarele dimensiuni:Red=Re+(3…5)mm=112.5+4=116.5mmRed-raza exterioară a discului Rid=Ri-(3…5)mm=75-4=71mmRid-raza interioară a discului

Arcurile de presiune Arcurile sunt elemente ale părţii conductoare care dezvoltă forţa pentru menţinerea stării

cuplate a ambreiajului .Forţa necesară de apăsare normală pe suprafaţa de frecare este .

F= =

Unde.-coeficientul de frecare.Pentru calcul adopt =0,3

Ma= 1,6*169=271 i-numărul suprafeţelor aflate în contact i=2

Rme=

Rmed= =93.75mm

F= =4828.5N

Momentele limită ce solicită arcurile şi care limitează rigiditatea lor maximă sunt Mmax=169Şi

Mp= = =120Nm

39


Forţa Fa care solicită un arc al izolatorului ,considerând că arcurile participă în mod egal la preluarea Mmax este:

Fa=

Unde:Za-numărul de arcuri ale izolatoruluiZa=10Ra-raza de apăsare a arcurilor Ra=60mm

Fa= 323 N

Se adoptă pentru arcuri următoarele dimensiuni.D- 17.5 mm-diametrul exteriorDm- 12 mm-diametrul mediu al arcului

h-39,7 înălţimea de lucru a arcului d-3.5mm diametrul sârmei în mm

Calculul părţii conduse

Arborele ambreiajuluiArborele ambreiajului este solicitat la torsiune şi încovoiere,deoarece solicitarea

principală este de torsiune ,pentru dimensionare avem :

di unde.

m2 -efortul unitar admisibil la torsiune,se adoptă =100 N/mm2

di =25mm

Din STAS 6858-80 se adoptă caneluri în evolvenţă cu centrare pe flancuri m-1,25Z-22di -27 mmde-30 mmL=40 mmb-2,685Cu aceste dimensiuni adoptate se verifică la solicitarea de forfecare şi la strivire:

sa= ja=20…30N/mm2

-forfecare ja= = =6 N/mm2

-strivire sa= = =10.3 N/mm2

.Butucul discului condus

40


De=30.5 mmDi= 27.5 mmZ=22 mmL= 40 mm

Butucul se verifică la forfecare şi înconvoiere şi la strivire.

fb= = =5.73 N/mm2

fb= = =10.3 fb= fb=20…30N/mm2

Calculul elementelor elastice suplimentare

Mc= Nm

Dacă R-este raza medie de dispunere a arcului atunci:

F= =397 N

Momentul de pretensionare va avea valoarea :

Mpr=Mmax* Nm

Forţa de pretensionare asupra unui arc va fi:

Fpr= =42.2 N

În stare blocată arcul va avea lungimea :Li= *d=(10.-0,5)*3.5=34.2Lungimea minimă a arcului sub acţiunea momentului maxim va fi:Lmin=Li+js*nUnde: js=jocul dintre spire js=0,009Lmin=34.2+0,09*10=35.04Săgeata pe care o are arcul sub acţiunea Mmax va fi:

n= 5.2

Săgeata pe care o are arcul sub acţiunea p va fi:

r= = =7.15

Fp= =362,2 N

Lungimea ferestrei Lf din butuc va fi:Lf=Lmin+ n ,Lf=35.04+5.23 Lf=40.27 ,se adoptă Lf=40Diametrul limitatorului se recomandă d=10…12 mm se adoptă d=10 mm.Valoarea tăieturii din butuc va fi: =d+ n+ r=7.15+5.23+10=22 mmVerificarea arcului la torsiune

41


unde, K-coeficient de corecţie,K=1,4

N/mm2

322 N/mm2

42


Studiul soluţiilor similare

Land

Rover

Freelander

Mitshubischi

Pajero

Toyota

L 450

Honda

CR-V

Daewo

Musso

Ford

Expedition

Caroserie 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4

Nr uşi 5 5 5 5 5 5

Nr. locuri 5 5 5 5 5 5

43


44

Opel

Frontera

Limited

Toyota

L-450

Nissan

Terrano

II

Citroen

Visa

Mitsubishi

Pajero

3.2DI-D

Subaru

Forester

Caroserie 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4

Nr uşi 5 5 2 5 3 5

Nr. locuri 5 5 5 5 5 5

Cilindree 3465cmc 2874cmc 2690cmc 2400cmc 3497cmc 1994cmc

Alezaj cursă 80 89 79 83 77 79,5 75 77 89 89 90 90

Lungime 4658 mm 5642 mm 4700 mm 4300mm 4780 mm 4460 mm

Lăţime 1787 mm 1850 mm 1820 mm 1720mm 1780 mm 1735mm

Înălţime 1740 mm 1740 mm 1700 mm 1720mm 1910 mm 1595 mm

Ampatament 2855 mm 2630 mm 2750 mm 2430mm 2722 mm 2425 mm

Ecatament 1634/

1645 mm

1500/

1540 mm

1530/

1540 mm

1340/

1350mm

1430/

1445 mm

1530/

1580 mm

Putere max.. 205CP/

5400 rpm

129CP/

4000 rpm

128CP/

4800 rpm

120/

6800rpm

194/

5000 rpm

125CP/

5600 rpm

Cuplu max . 290Nm/

3000 rpm

427Nm/

4000 rpm

220Nm/

3200 rpm

131Nm/

4500

rpm

313Nm/

3000 rpm

184Nm/

3600 rpm

Masa proprie 1872kg 2065kg 2100kg 2205kg 2500kg 1365kg

Pneuri 245/

70R16

265/

70R16S

265/

70R18S

190/

55HR34

265/

65R18H

205/70

R15H

Viteza max. 187Km/h 175Km/h 180Km/h 180Km/

h

180Km/h 180Km/h

Nissan

King

Cab

Savamag

TC-10

Diesel

UMM

Alter

Land

Rover

Defender

Mitsubishi

Pajero

3.2DI-D

Toyota

Land

Cruiser100

Punte

motoare

F+S F+S F+S F+S F+S F+S

Nr uşi 2 2 2 2 2 2

Nr. locuri 5 2 2 2 2 2

C.V. 5 trepte 5 trepte 5 trepte 5 trepte 5 trepte 5 trepte

Masa totală 2700 kg 3000 kg 2720kg 2949

Lungime 4580 mm 4450 mm 3995

mm

4631 mm 4280 mm 4890 mm

Lăţime 1690 mm 1720 mm 1690

mm

1790 mm 1856 mm 1941mm

Înălţime 1705 mm 2105 mm 1995

mm

2020 mm 1840 mm 1880 mm

Ampatament 2955 mm 2770 mm 2560

mm

2796 mm 2662 mm 3025 mm

Ecatament 1450/

1380 mm

1400/

1400 mm

1330/

1340

mm

1486/

1486 mm

1520/

1525 mm

1530/

1600 mm

Putere max.. 75CP/

4300

rpm

69CP/

4000

rpm

76CP/

4500

rpm

107/

3800

rpm

121/

3800 rpm

150CP/

3400 rpm

Cuplu max . 163Nm/

2200

rpm

145Nm/

2000

rpm

151Nm/

2000

rpm

260Nm/

1800

rpm

373Nm/

2000 rpm

430Nm/

2800 rpm

Greutatea

utilă

1100kg 1140kg 1110kg 1225kg 2000kg 2495kg

Pneuri

205/R16

7,50/R16 205R16 7,50R16 235/

80R15

275/70

R16

Viteza max. 125Km/h 122Km/h 130

Km/h

135Km/h 165Km/h 165Km/h

Documents

Dinamica Autovehiculelor