1.ELEMENTE DE DINAMICA AUTOVEHICULULUI

1.1.Construcţii similare de autovehicule

Autoturismele studiate fac parte din clasa compacta si de mijloc, clase ce constituie segmentul cel mai important din producţia mondială actuală de autoturisme. Concurenţa la acest nivel este deosebit de dură, în ultimii ani tot mai multe firme producătoare aducând schimbări substanţiale modelelor mai vechi şi chiar înlocuindu-le pe cele vechi cu creaţii noi, de ultim moment, din punct de vedere al performanţelor, siguranţei în exploatare şi economicităţii, cerinţe esenţiale la nivelul construcţiei actuale de autovehicule.

Pentru proiectarea unui nou tip de autovehicul, ţinând seama de datele impuse prin temă, care precizează anumite particularităţi legate de destinaţia şi performanţele acestuia, este nevoie în primul rând, de un număr cât mai mare de soluţii constructive, deja existente, având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului cerut.

De asemenea, literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informaţii legate de organizarea generală, modul de dispunere a motorului şi punţilor motoare, de organizare a transmisiei; tot aici fiind date şi principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă şi proprie, tipul sistemelor de direcţie şi frânare, tipul suspensiei.

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

Cu ajutorul unor cataloage auto din 2003 respectiv 2004 (autocatalog 2003, autocatalog 2004 - CD) şi a unor reviste de specialitate au fost extrase soluţiile similare prezentate în tabelele de mai jos.

Aceste soluţii au fost selectate atât în funcţie de motorizarea impusă în temă cât şi în funcţie de performanţele dinamice ale autoturismului impuse în temă. Soluţiile similare au parametrii dinamici şi de motorizare cuprinşi într-o anumită plajă de valori cât mai apropate

Tabel 1.1Solutii sililare

Legenda:Nr.-numar,cil-cilindrii,Ampl.-amplasare,D-alezaj,S-cursa,Rap. Comp. -raport de comprimare, Sup/cil. -supape pe cilindu, Pemax -putere maxima, Memax -momentul maxim,La -lungimea, l- latimea, h -inaltimea, Gp -greutatea proprie, Gt -greutatea totala, L-ampatamentul,E1-ecartament fata, E2-ecartament spate, Vmax -viteza maxima, Cm-consumum mediu, a0-100- acceleratia de la 0-100 NOTA:Marea majoritate a autovehiculelor din solutii similare au ABS, frana fata cu discuri si frana spate cu tambur

Caroserie Motor şi transmisie Rulare Dimensiuni şi mase PerformanţeNrctr

Marcaşi

modelulNr.uşi

Nr.locuri

Nr.cil.

Amplmotor

Cilindree

[cm3

]

DxS[mm]

Rap.comp

Sup/cil.

Pemax/np

[kw/rpm]

Memax/nm

[Nm/rpm]Pneu

La[mm]

l[mm]

h[mm]

Gp[kg]

Gt[kg]

L[mm]

E1[mm]

E2[mm]

Vmax[km/h]

Cm[l/1ookm]

a0-100

km/h[s]

1SeatIbiza

2,4 5 4 FQ 1896 79,5X95,5 19 2100(74)/

4000240/1800

195/60R15H 3953 1698 1441 1142 1637 2460 1435 1424 185 4,8 10,8

2Ford

Focus4 5 4 FQ 1753 82,5X86 18,5 2

100(74)/4000

240/1750

195/60R15H 4382 1702 1481 1287 1725 2615 1484 1477 180 5,3 11,6

3HondaCivic

2 5 4 FQ 1686 79X86 18,4 4100(74)/

4000220/1800

195/60R15H 4140 1695 1440 1340 1725 2575 1472 1490 175 5,1 11,2

4Mazda

Premacy4 5 4 FQ 1998 86X86 18,8 4

100(74)/4000

230/2000

185/65R14T 4340 1705 1570 1455 1845 2670 1475 1480 170 6,4 12,9

5MitsubishiCarisma

4 5 4 FQ 1870 80X93 19 2102(75)/

4000215/1700

195/60R15H 4475 1710 1405 1389 1795 2550 1475 1470 180 5,5 11,9

6Alfa RomeoDistinctive

2,4 5 4 FQ 1910 82x90,4 18,4 2100(74)/

4000200/2000

195/60R15V 4170 1729 1439 1345 1790 2546 1509 1494 185 5,8 9,9

7RenaultLaguna

4 5 4 FQ 1870 80X93 19 2100(74)/

4000200/1500

195/65R15H 4576 1772 1429 1390 1880 2740 1525 1480 175 5,4 13

8RoverMatrix

2,4 5 4 FQ 1994 84,5X88,9 19,5 2101(74)/

4000240/2000

175/65R14T 3990 1688 1419 1130 1600 2500 1473 1466 175 5,1 9,9

9VolvoV40

4 5 4 FQ 1870 80X93 19 2102(75)/

4000215/1750

185/65R15H 4516 1716 1425 1395 1790 2562 1472 1474 180 5,4 12

10Fiat

Punto2 5 4 FQ 1910 82X90,4 18 2

100(74)/4000

260/1750

185/55R15H 3840 1660 1480 1150 1585 2460 1394 1388 176 5,3 9,6

11AudiA3

2 5 4 FQ 1896 79,5X95,5 19 2105(77)/

4000250/1900

205/55R16H 4203 1765 1421 1295 1855 2578 1536 1517 177 5,1 11,4

12OpelCorsa

2,4 5 4 FQ 1686 79X86 18,4 4100(74)/

4400240/2300

185/55R15H 3817 1646 1440 1110 1535 2491 1429 1420 180 4,8 11,5

13OpelAstra

2,4 5 4 FQ 1995 84X90 18,5 4100(74)/

4300230/1950

195/60R15H 4110 1709 1425 1300 1745 2606 1464 1452 185 5,7 12

14Peugeot

8074 5 4 FQ 1997 85X88 17,3 2

103(76)/4000

270/1750

215/65R15H 4727 1854 1752 1743 2505 2823 1570 1548 172 7,2 14,6

15Volkswagen

Golf4 5 4 FQ 1896 79,5X95,5 19 2

100(74)/4000

240/1800

195/60R15H 4204 1759 1483 1295 1745 2610 1539 1528 177 5,0 10,8

de valorile impuse în tema de proiectare, astfel toate automobilele fac parte din clasa compacta, majoritatea avanad o caroserie de tipul berlina cu hayon cu 2 sau 4 usi, toate avand 5 locuri. Referitor la motorizare, toate dispun de o arhitectura 4 in linie, cu motorul amplasat transversal in fata.

In evidenta iese Honda Civic 1,7 CTDi care, cu o cilindree de 1688cm3 (mica in comparatie cu celelalte modele) are o putere de 74kw la o turatie de 4000rpm. De fapt, aceasta turatie de putere maxima este

Honda Civic 1,7 CTDi Alfa Romeo 147 1,9 JTD 8V

o caracteristica comuna autovehiculelor prezentate in talbelul 1.1, majoritatea atingand puterea max. la 4000rpm. Exceptie fac motoarele Opel ce echipeaza modelele Astra 2,0DTi si Corsa 1,7CDTi si care dezvolta o putere maxima de 74kw la o turatie de 4300, respectiv 4400rpm.

Opel Astra 2,0 DTI DTI Opel Corsa 1,7 CDTI

Peugeot 807, echipat cu un motor de 2 litri cu injectie directa (o alta carateristica comuna tuturor motoarelor studiate), iese in evidenta prin cel mai mare moment care are valoarea de 270Nm la o turatie de 1750rpm.

Peugeot 807 2,0 HDI Fiat Punto 1,9 JTD

Cea mai mare putere o intalnim la Audi A3, o masina din clasa medie, dotata cu un motor TDi de 1,9 litri. El atinge 105CP la 4000rpm.

Audi A3 1,9 TDI Ford Focus 1,8 TDCi

Modelul Mazda Premacy 2,0DiTD este singurul din cele studiate care prezinta un motor de tip patrat, avand cursa si alezajul egale, celelalte motoare din tabel fiind suprapatrate.

Mazda Premacy 2,0 DiTD Volkswagen Golf 1,9 TDi

Cel mai mare raport de comprimare il are motorul de doi litri ce echipeaza modelul Matrix al binecunoscutului producator Rover.

Rover Matrix 25 2,0 iDT

Din punct de vedere al consumului, cu numai 4,8l la 100km, se remarca autoturismul Seat Ibiza 1,9TDi, consum ce nu scade performantele automobilului care are un demaraj mai bun decat majoritatea modelelor din clasa compacta, care este reprezentata de autoturisme cu patru usi si cinci locuri pentru pasageri si este situata intre clasa mica si clasa medie.

Seat Ibiza 1,9 TDi Volvo V40 1,9D

Cel mai mare gabarit il are Renault Laguna, gabarit care l-a ajutat pe producatorul francez sa obtina 5 stele la testul EuroNCAP.

Renault Laguna 1,9 dCi Mitsubishi Carisma 1,9 DI-D

1.2. Organizarea generală şi parametri principali

1.2.1. Alegerea soluţiei de amenajare generală şi de organizare a transmisiei

Grupul moto-propulsor poate fi repartizat de-a lungul axei longitudinale a automobilului sau poate fi grupat într-un singur loc. În funcţie de poziţia relativă dintre axa longitudinală a automobilului şi axa de rotaţie a arborelui cotit motorul poate fi dispus longitudinal sautransversal. Pentru autoturismele prevăzute cu două punţi, organizarea tracţiunii se poate realiza după soluţiile 4x2 sau 4x4, prima cifră indicîndnumărul roţilor iar cea de-a doua pe cel al roţilor motoare. Pentru organizarea tracţiunii de tipul 4x2 puntea motoare poate fi dispusă în faţă sau în spate. Pentru automobilele cu o punte motoare, de tipul 4x2, organizarea transmisiei este făcută în următoarele trei soluţii: “clasică”, “totul faţă” şi “totul spate”.

a). soluţia “clasică”, (fig. 1.2.1. a), presupune dispunerea motorului în partea din faţa automobilului şi puntea motoare în spate, situaţie în care componentele transmisiei sunt distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Transmisia automobilelor cu punte spate motoare şi motor amplasat longitudinal în faţă reprezintă de foarte mult timp schema ideală de organizare. Gruparea într-un bloc comun amplasat în faţă a motorului ambreiajului şi cutiei de viteze reprezintă cea mai favorabilă soluţie din punct de vedere a repartiţiei sarcinii pe punţi, în plus comanda vitezelor poate fi directă şi precisă. Principale avantajele ale soluţiei clasice sunt :

– buna repartiţie a sarcinii pe punţi; – încărcare favorabilă a punţii spate la demaraj şi urcarea

pantelor;– uzură relativ identică a roţilor punţii faţă (directoare) şi a

celor din spate (motoare);– coborârea centrului de greutate, ceea ce duce la o mai

bună stabilitate a automobilului.Dezavantajele soluţiei clasice constau în consecinţe nefavorabile

asupra capacităţii dinamice de trecere şi în conferirea unei calităţii constructive de supravirare a automobilului, care determină un mers instabil pe traiectorie, necesitînd fie îndemînare deosebită în conducere, fie soluţii constructive suplimentare pentru corectarea caracterului de

supravirare. Soluţia este limitată la automobile echipate cu puteri medii sau mari.

b). soluţia “totul faţă” (fig. 1.2.1. b), se obţine prin gruparea grupului moto-propulsor în vecinătatea roţilor faţă care sunt şi roţi motoare. Acest mod de organizare este răspândit în domeniul autoturismelor şi autoutilitalelor uşoare cu caroserie autoportantă.

Avantajele soluţiei totul faţă sunt: posibilitatea utilizării caroseriilor autoportante, comportament favorabil pe căi cu aderenţă scăzută.

Tabelul 1.2 Organizarea şi dispunerea grupului moto-propulsor:Dispunerea motorului

Longitudinal Transversal

Cla

sică

Tot

ul f

aţă

4x2

Tot

ul s

pat

e

Org

aniz

area

tra

cţiu

nii

4x4

Dispunerea transversală a motorului constituie o etapă importantă în concepţia şi organizarea transmisiei. Ea a fost o consecinţă a reorganizării generale a automobilului modern. Ca şi în cazul tracţiunii faţă cu motor longitudinal, motorul şi transmisia sunt înglobate într-un ansamblu mecanic numit grup moto-propulsor transversal.

Această formulă de organizare oferă următoarele avantaje: reduce dimensiunile compartimentului motor, ceea ce favorizează pentru o aceeaşi lungime a ansamblului automobilului o organizare optimă a compartimentului pentru pasageri şi compartimentul bagajelor; posibilitatea reducerii consolei faţă şi prin aceasta se sporeşte capacitatea de trecere şi de virare a automobilului, mai ales în spaţii înguste, specifice zonelor urbane; utilizarea unei transmisii principale cu angrenaj cilindric ce avantajează randamentul transmisiei şi nu implică reglaje pretenţioase şi costisitoare ca în cazul angrenajelor conice hipoide. Cumularea acestor avantaje justifică amploarea pe care a luat-o această soluţie în anii 70 şi care a fost generalizată după 1980 la autoturismele de clasă mică, medie şi la autoutilitarele uşoare.

Soluţia “totul faţă” are răspândirea cea mai mare la autoturisme, peste 80% din modelele actuale şi conferă autoturismului un caracter constructiv de subvirare, care reprezintă un caracter autostabilizant pe traiectorie, astfel încât conducerea nu presupune o calificare şi îndemânare deosebită din partea conducătorului.

c). soluţia ”totul spate”, (fig 1.2.1. c), se obţine prin montarea grupului moto-propulsor în vecinătatea roţilor spate care sunt şi roţi motoare. Soluţia, avantajoasă valorificării fluxurilor mari de putere prin încărcarea suplimentară statică şi dinamică a punţii din spate în regimul demarării, se întâlneşte la autoturisme cu tentă sportivă. Modul de dispunere a motorului, longitudinal sau transversal, este dependent în principal de modul de organizare judicioasă a volumului interior.

La automobilele 4x4 dispunerea motorului se face în partea din faţă iar antrenarea ambelor punţi se face prin componentele transmisiei distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Soluţia, iniţial dezvoltată pentru automobilele cu capacitate mărită de trecere prezintă avantajul repartizării fluxului de putere la toate roţile automobilului, ameliorându-se calităţile de tracţiune, mai ales în teren accidentat, unde se reduce riscul patinării roţilor. În plus la “frânarea cu motorul”, forţele de frânare se repartizează pe toate cele patru roţi ceea ce oferă avantaje în special la frânarea pe căi alunecoase.

În concluzie, pe baza studiului efectuat asupra soluţiilor similare existente şi a tendinţelor actuale de organizare şi dispunere a grupului moto-propulsor, consider că soluţia care se pretează cel mai bine pentru

motorul autoturismului de proiectat este soluţia de organizare “totul faţă” cu dispunerea transversală a motorului.

1.2.2. Dimensiunile geometrice exterioare şi ale amenajării interioare

Amenajarea interioară a caroseriei depinde de dimensiunile ce trebuie respectate în vederea asigurării confortului şi siguranţei pasagerilor. Uşurinţa de conducere şi confortul asigurat conducătorului autovehiculului constituie factori constructivi cu rol deosebit în asigurarea randamentului muncii lui şi a securităţii circulaţiei.

În general, uşurinţa de conducere se consideră a fi asigurată de ergonomia scaunului conducătorului în raport cu comenzile şi alte elemente ale automobilului, de mărimea eforturilor la comenzi, de vizibilitatea drumului, iar confortul de calităţile scaunului ca element izolator la vibraţii şi susţinător al corpului, de nivelul zgomotului interior, eficacitatea instalaţiei de încălzire şi ventilaţie a caroseriei, etanşarea caroseriei la gazele de evacuare, praf şi apă.

Dimensiunile şi forma caroseriilor se aleg în funcţie de modul în care sunt amplasate motorul, organele transmisiei şi portbagajul. Dimensiunile interioare ale caroseriei unui autovehicul influenţează condiţiile ergonomice pentru conducătorul automobilului, comoditatea călătoriei pasagerilor şi capacitatea de a transporta diferite încărcături. Comoditatea conducerii şi confortului călătoriei trebuie realizate asigurând totodată rezistenţa caroseriei, estetica şi aerodinamica formei, la un cost acceptabil.

În cazul autoturismelor cabina pentru pasageri este amplasată la mijloc întotdeauna, pentru ca aceştia să fie cât mai bine protejaţi în caz de accident.

Caroseria de securitate se obţine prin următoarele măsuri: rigidizarea construcţiei, fără reducerea vizibilităţii, folosirea unor tapiţerii de grosime mare pe tavan şi pe pereţii laterali, montarea unor mânere pentru uşi, fără proeminenţe, folosirea coloanei de direcţie telescopice, montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei geamul să sară în afară.

Dimensiunile principale ale postului de conducere al conducătorului auto şi limitele de amplasare a organelor de comandă manuală la autoturisme se aleg conform STAS 6689/1-81, astfel încât

acestea să fie în permanenţă în raza de acţiune determinată de dimensiunile antropometrice ale conducătorului auto .

În fig. 1.2.2. sunt prezentate, după recomandările STAS 12613-88 dimensiunile postului de conducere, iar în tabelul 2.1. sunt prezentate limitele de modificare a acestor mărimi.

Fig. 1.1. Dimensiunile postului de conducere

Punctul R defineşte punctul de referinţă al locului de aşezare şi reprezintă centrul articulaţiei corpului şi coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS 10666/3-76.

Tabelul 1.3.Nr. crt.

DimensiuneaLimita de modificare

1. Unghiul de înclinare spre înapoi, , în grade. 9…33

2.Distanţa verticală de la punctul R la punctul călcâiului, Hz, în mm.

130…520

3. Cursa orizontală a punctului R, în mm. min. 1304. Diametrul volanului, D, în mm. 330…6005. Unghiul de înclinare a volanului, , în grade. 10…70

6.Distanţa orizontală între centrul volanului şi punctul călcâiului, Wx, în mm.

660…752

7.Distanţa verticală între centrul volanului şi punctul călcâiului, Wz, în mm.

530…838

În ceea ce priveşte postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului cu comenzile se aplică metoda recomandată de STAS 12613-88 şi norma ISO 3958-77 care stabileşte o înfăşurătoare a distanţelor maxime de acţiune ale unei mâini a conducătorului aşezat pe scaun, cu cealaltă mână pe volan şi piciorul drept pe pedala de acceleraţie, având montată o centură de siguranţă cu trei puncte de sprijin.

Pentru un automobil aflat în faza proiectării dinamice, alegerea parametrilor geometrici trebuie să aibă în vedere construcţiile existente şi recomandările standardizate pentru dimensiunile interioare.

Orientarea asupra dimensiunilor exterioare, funcţie de tipul şi destinaţia autovehiculului poate fi făcută şi prin utilizarea valorilor medii ale dimensiunilor geometrice cuprinse în literatura de specialitate. Alegerea valorilor pentru dimensiunile principale trebuie să fie în concordanţă cu dimensiunile volumelor utile:

– compartimentul pentru persoane;– compartimentul pentru bagaje la autovehiculele de

persoane (se recomandă un volum util cuprins între 50-80 dm3 pentru bagajul unei persoane);

– compartimentul echipamentului moto-propulsor (funcţie de modul de organizare a transmisiei);

– compartimentul pentru transportul bunurilor materiale. Alegerea dimensiunilor geometrice se face ţinând cont de valorile

medii ale dimensiunilor autoturismelor existente prezentate anterior ca soluţii similare în tabelul 1.1.

Principalele dimensiuni ce caracterizează construcţia unui autovehicul sunt următoarele: dimensiunile de gabarit, ampatamentul, ecartamentul, consola faţă / consola spate, garda la sol, razele şi unghiurile de trecere, razele de viraj.

Lungimea autoturismului (La) reprezintă distanţa dintre două plane situate pe planul longitudinal de simetrie al autoturismului şi tangente la acesta în punctele extreme din faţă şi din spate. Toate elementele din faţa sau din spatele autoturismului (cârlig de tracţiune, bară de protecţie, troliu, etc.) sunt incluse între aceste două plane.

Lăţimea vehiculului (l) reprezintă distanţa între două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului, tangente la acesta de o parte şi de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid, cu excepţia oglinzilor retrovizoare, sunt cuprinse în aceste plane.

Înălţimea vehiculului (H) reprezintă distanţa dintre planele de sprijin şi un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a autoturismului pregătit de plecare în cursă, fără încărcătură utilă, cu pneuri umflate la presiunea corespunzătoare masei totale maxime admise.

Ampatamentul (L) reprezintă distanţa între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului corespunzătoare la două roţi consecutive situate pe aceeaşi parte a vehiculului.

Ecartamentul (E) reprezintă distanţa dintre centrele petelor de contact ale pneurilor cu solul, în cazul roţilor simple sau distanţa dintre planul median al roţilor duble.

Consolă faţă (C1) reprezintă distanţa de la punctul extrem din faţă al vehiculului până la planul vertical care trece prin centrul roţilor din faţă.

Consolă spate (C2) reprezintă distanţa de la punctul extrem din spate al vehiculului până la planul vertical care trece prin centrul roţilor din spate.

Garda la sol (ht) 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 trebuie să se poată deplasa sub vehicul fără să atingă vreun punct al acestuia. Pentru a putea fi determinaţi aceşti parametri este necesar ca autovehiculul să se afle în repaus , planul de bază să fie orizontal , roţile să se găsească în poziţia de rulare rectilinie şi presiunea interioară a aerului din pneuri să fie cea prescrisă de normele autovehiculului .

Fig. 1.2. Dimensiunile geometrice ale autovehiculului

Fiind definite, se vor adopta următoarele dimensiuni geometrice:Tabelul 1.4

Ecartament ConsolaTipul

autovehiculului

Lungime(La)

[mm]

Lăţime(l)

[mm]

Înălţime(H)

[mm]

Ampatament(L)

[mm]

Faţă (E1)

[mm]

Spate (E2)

[mm]

Faţă (C1)

[mm]

Spate (C2)

[mm]

Garda la sol (ht)

[mm]

Autoturism 4100 1700 1400 2600 1450 1450 750 820 180

1.2.3. Greutatea automobilului

Masa autovehiculului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia şi reprezintă suma dintre masa utilă (mu) şi masa proprie (mo).

0ua mmm (1.1)

Masa proprie este o mărime ce caracterizează construcţia automobilului şi este determinată de masele tuturor sistemelor şi subsistemelor componente când automobilul se află în stare de funcţionare.

Masa proprie a fost adoptată mo=1300 kg conform studiului soluţiilor similare în concordanţă cu tendinţele de dezvoltare actuale.

Masa utilă (mu), reprezintă o caracteristică constructivă esenţială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se probabilităţile de utilizare a acestuia. Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului. Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin număr de locuri la autovehicule de persoane şi prin sarcina utilă transportată la autovehicule de bunuri.

În conformitate STAS6926/1-78 la determinarea masei utile se vor considera următoarele:

– masa personalului de serviciu permanent la bord, 75 kg;– masa unui pasager, 68 kg ;– masa bagajului unui pasager, 7 kg .

bsbpu mN)mm(m , (1.2)

unde: mp – masa unui pasager;mb – masa bagajului unui pasager;N = 5 – număr de persoane;mbs=60 kg – masa bagajului suplimentar.

kg 43560754)768( um

Deci: kg 17351300435 am

Greutăţile autovehiculului vor fi :N 173501081,9 aaa mmG (1.3)

N 43501081,9 uuu mmG (1.4)N 130001081,9 000 mmG (1.5)

Masa autovehiculului se consideră aplicată în centru de masă (sau centru 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 (faţă de punţi) şi înălţimea hg (STAS 6926/2-78). Conform recomandărilor din literatura de specialitate s-au adoptat parametrii:

L

a= 0,495 – când autoturismul este gol;

L

a= 0,52 – când autoturismul este încărcat;

L

hg = 0,24 – când autoturismul este gol;

L

hg = 0,21 – când autoturismul este încărcat.

Fig. 1.3.Cu aceşti parametri aleşi se calculează coordonatele centrului de masă:

L

a= 0,495 => a=1287 mm; b=1313 mm;

L

a= 0,52 => a=1352 mm; b=1248 mm;

L

hg = 0,24 => hg=624 mm;

L

hg = 0,21 => hg=546 mm.

Când autoturismul este încărcat, masele care revin fiecărei punţi în parte sunt:

kgmL

bm a 8,8321735

2600

12481 ; (1.6)

kgmL

am a 2,9021735

2600

13522 (1.7)

sau, în funcţie de greutate:

NGL

bG a 832817350

2600

12481 ; (1.8)

NGL

aG a 902217350

2600

13522 . (1.9)

1.2.4. Roţile autovehiculului

Pneul reprezintă partea elastică a roţilor şi este format din anvelopă şi cameră de aer, sau eventual numai anvelopă.

Funcţie de masa repartizată punţilor se poate determina masa ce revine unui pneu folosind relaţiile :

– pentru pneurile punţii faţă:

kg 4,4162

8,832

21

1 m

m p (1.10)

– pentru pneurile punţii spate:

kg 1,4512

2,902

22

2 m

m p (1.11)

Alegerea tipului de pneu care urmează să echipeze autovehiculul de proiectat are în vedere tipul şi destinaţia automobilului, în condiţiile de exploatare.

În cazul autoturismului de proiectat, conform soluţiilor similare studiate şi a valorilor mp1 şi mp2 determinate mai sus se adoptă anvelope de tip: 185/65 R 14T, cu următoarele caracteristici:

– sarcina pe anvelopă 475 kg;– viteza maximă 190 km/h;– presiunea de regim 1,9 daN/cm2;

– lăţimea exterioară a secţiunii transversale, B = 185 mm;– H/B = 65 H = B0,65 = 1850,65 = 120,25 mm;– diametrul jantei, d = 14 inch = 355,6 mm.

În acest caz diametrul roţii este:mm 1,59625,12026,3552 HdD (1.12)

Se determină raza de rulare rr pentru tipul de anvelopă ales, cu relaţia:

mm 2782

1,596933,0

2933,00

Drrr (1.13)

unde : ro - raza roţii libere determinată după diametrul exterior, în mm; - coeficientul de deformare, care depinde de presiunea interioară a aerului din pneu. Se adoptă = 0,933.

1.3. Definirea condiţiilor de autopropulsare

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

Forţele rezistente care se produc din interacţiunea dintre autovehicul şi mediul în care se deplasează sunt rezistenţa la rulare a roţilor (Rr), rezistenţa pantei (Rp) şi rezistenţa aerului (Ra). Rezistenţa datorată forţelor de inerţie intervine în perioadele de accelerare, din care rezultă că se numeşte rezistenţă la accelerare sau la demarare (Rd).

1.3.1.Rezistenta la rulare, a aerului,

a pantei, la demarare

Rezistenţa la rulare

Rezistenţa la rulare (Rr) este o forţă cu acţiune permanentă la rularea roţilor pe cale, de sens opus sensului automobilului.

Cauzele fizice ale acestei rezistenţe la înaintare sunt deformarea cu histerezis a pneurilor, frecările superficiale dintre 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.

Principalii factori care influenţează rezistenţa la rulare sunt: viteza de deplasare a autovehiculului, caracteristicile constructive ale pneului, presiunea interioară a aerului din pneu, sarcina normală pe pneu, starea drumului şi momentului aplicat roţilor.

În calculele de proiectare 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:

αcosG

Rf

a

r

(1.14)

unde: Rr – rezistenţa la rulare; Gacosα – componenta autovehiculului normală pe cale;

Dependenţa rezistenţei la rulare de un număr mare de factori, cu acţiuni care nu pot fi totdeauna separate, sporeşte dificultatea determinării analitice a rezistenţei la rulare. De aceea în calcule se pot folosi valori medii experimentale ale coeficientului rezistenţei la rulare f, în funcţie de felul şi starea drumului.

Rrmax=fGacosαmax [N] (1.15)

În tabelul 1.5. sunt prezentate valorile rezistentei la rulare pentru diferite valori ale coeficientului de rezistenţă la rulare (f) şi ale unghiului de înclinare a drumului ().

Tabelul 1.5.

Felul drumului sau solului

Starea drumului,

solului

αf

0 3 6 9 12 15 18 21

Şosea de asfalt sau beton

bună 0,016 277,6 274,82 266,54 252,93 234,25 210,88 183,30 152,05

Şosea pietruită bună 0,020 347 343,52 333,17 316,16 292,81 263,61 229,12 190,06

Şosea pavată bună 0,025 433,75 429,40 416,47 395,20 366,02 329,51 286,41 237,57

Şosea pavată cu denivelări 0,035 607,25 601,17 583,06 553,28 512,43 461,32 400,97 332,60

Drum de pământ

uscat-bătătorit 0,027 468,45 463,76 449,79 426,81 395,30 355,87 309,32 256,58

Drum de pământ

după ploaie 0,05 867,5 858,81 832,94 790,40 732,04 659,02 572,82 475,15

Drum cu zăpadă

bătătorită 0,03 520,5 515,29 499,76 474,24 439,22 395,41 343,69 285,09

Drum cu gheaţă

0,021 364,35 360,70 349,83 331,97 307,45 276,79 240,58 199,56

Automobilul este proiectat pentru folosirea in oras pe o sosea de asfalt sau beton cu f = 0,016.

Rezistenţa aerului

Rezistenţa aerului (Ra) reprezintă interacţiunea după direcţia deplasării dintre aerul în repaus şi automobilul în mişcare rectilinie. Ea este o forţă cu acţionare permanentă de sens opus sensului de

deplasare a autovehiculului şi se poate considera că acţionează într-un punct din planul frontal al autovehiculului numit centru de presiune.

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

Stabilirea parametrilor din relaţiile analitice de calcul a rezistenţei aerului se face pe baza principiilor generale ale mecanicii fluidelor, prin lucrări de aerodinamică. Valoarea rezistenţei aerului se poate calcula cu relaţia:

2xa vACρ

2

1R [N] (1.16)

unde: =densitatea aerului;

– pentru condiţii atmosferice standard ( ][N/m1033,101p 23 şi T=15oC),

densitatea aerului are valoarea 1,225[kg/m3]; Cx=coeficientul de rezistenţă al aerului; A=aria secţiunii transversale maxime [m2]; V=viteza de deplasare a automobilului [m/s].

Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie (erori sub 5%) utilizând relaţia:

A=EH=1,4501,400=2,0 m2 (1.17)unde: E – ecartamentul autoturismului, m;

Tipul autovehiculului A [m2] Cx

Automobil de curse1,0 – 1,3 0,2 – 0,25

Autoturism cu caroserie închisă 1,6 – 2,8 0,3 – 0,5

Autoturism cu caroserie deschisă 1,5 – 2,0 0,65 – 0,8

Autobuz 3,5 – 7,0 0,7 – 0,8

Autocamion cu platformă deschisă 3,0 – 5,3 0,7 – 0,8

Autotren rutier, cu două elemente caroserie platformă

4,0 – 5,3 0,9 – 1,0

Autofurgon 3,5 – 8,0 1,0 – 1,25

Autotren rutier, cu două elemente caroserie furgon

7,0 – 8,0 0,95 – 1,0

H – înălţimea autoturismului, m.

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 = 0,38

Tabelul 1.6.V [km/h] 30 50 65 85 100 120 135 155 175V [m/s] 8,33 13,89 18,05 23,61 27,78 33,33 37,5 43,05 48,61Ra [N] 35,72 99,247 167,72 286,82 396,99 571,66 723,51 953,77 1215,7

Rezistenţa pantei

La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală greutatea dă o componentă (Rp) după direcţia deplasării dată de relaţia: Rp = Gasin N (1.30)

Această forţă este forţa de rezistenţă la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare) şi forţă activă la coborârea pantelor.

In tabelul 1.7 sunt prezentate valorile rezistentei rampei pentrudiferite valori ale unghiului de inclinare a drumului .

Tabelul 1.7.α 0 3 6 9 12 14 17 21

Rp[N] 0 1212,7 1823,5 2437,6 3058,8 3686,8 4325,3 4974,4

Rezistenţa la demarare

Rezistenţa la demarare Rd este forţa ce se manifestă în regimul de mişcare accelerată a autoturismului.

Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanţul cinematic al transmisiei dintre motor şi roţile motoare, sporirea vitezei de translaţie a autovehiculului se obţine pe baza sporirii vitezelor unghiulare de rotaţie ale elementelor transmisiei şi roţilor.

Masa autovehiculului în mişcare de translaţie capătă o acceleraţie liniară iar piesele în rotaţie, acceleraţii unghiulare.

Influenţa asupra inerţiei în translaţie a pieselor aflate în rotaţie se face printr-un coeficient numit coeficient de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie, care se adoptă din tabele 3.1 , pentru autoturisme cu 431 cvi (raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze).

Rezistenţa la demarare este astfel dată de relaţia:

R mdv

dtNd a [ ] (1.18)

unde adt

dv este acceleraţia mişcării de translaţie a autovehiculului.

1.3.2. Ecuaţia generală de mişcare rectilinie a autovehiculului

Pentru stabilirea ecuaţiei generale a mişcării, se consideră autovehiculul în mişcare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală αîn regim tranzitoriu de viteză cu acceleraţie pozitivă (demarare). Luând în considerare acţiunea simultană a forţelor de rezistenţă şi a forţei motoare (de propulsare) din echilibrul dinamic după direcţia mişcării se obţin:

2

xaRa

vACρ2

1αsinfGF

m

δ

dt

dv (1.19)

sau:

2

xaRa

vACρ2

1ψGF

m

δ

dt

dv (1.20)

relaţie numită ecuaţie generală a mişcării rectilinii a automobilului.FR reprezintă forţa la roată şi este singura forţă activă în condiţiile

precizate

r

ttrR r

ηiMF

sau

v

ηPF t

R

(1.21)

unde M şi P reprezintă momentul, respectiv puterea într-un punct din caracteristica de turaţie a motorului cu turaţia n.

itr – raportul de transmitere al transmisiei;ηt – randamentul transmisiei;rr – raza de rulare a roţilor;v – viteza de deplasare.

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

a) Deplasarea cu viteză maximă se face pe o cale de rulare orizontală în stare bună de funcţionare, această ecuaţie se obţine din condiţia obţinerii vitezei maxime

140461.48238.0225.12

1016.017350

2

1 22maxmax vACfGF xaR N

(1.22) b) Deplasarea pe calea cu înclinare longitudinală maximă sau pe

calea cu rezistenţă specifică maximă:Această ecuaţie se obţine din condiţia obţinerii deplasării

autovehiculului pe un drum cu înclinare longitudinală maximă. De regulă panta se urcă cu viteză minimă, de aceea termenul care conţine viteza nu se va mai scrie, iar coeficientul rezistenţei specifice va lua valoarea maximă. Ecuaţia este de forma:

52053.017350maxmax aR GF N (1.23)

c) Pornirea de pe loc cu acceleraţie maximăPentru obţinerea acestei ecuaţii se va avea în vedere acceleraţia

maximă din prima treaptă a cutiei de viteze max

max1idt

dva

, ea

condiţionând acceleraţia autovehiculului la pornirea de pe loc. Forma particulară a ecuaţiei generale de mişcare va fi de forma:

max11max1

dt

dvmfGF aaRa (1.24)

unde : f – coeficientul de rezistenţă la rulere pe sosea în stare bună;

vmax – viteza maximă a autovehiculului de proiectat, în [m/s2].

1.4. Calculul de tractiune

Calculul de tracţiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului şi transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite în capitolele anterioare, în condiţiile precizate în acest capitol, să fie capabil să realizeze performanţele prescrise în tema de proiectare sau a performanţelor celor mai bune modele

existente sau de perspectivă. Parametrii şi performanţele principale sunt: viteza maximă (Vmax), pe care autovehiculul trebuie să o dezvolte pe o şosea orizontală, în stare bună, în ultima treaptă a cutiei de viteze; unghiul max al pantei maxime care trebuie urcată în prima treaptă şi valoarea pantei maxime pe care autovehiculul trebuie să o urce în treapta de priză directă.

1.4.1. Alegerea marimii randamentului

transmisiei

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

Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenului de frecare din organele transmisiei. Calitativ pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei t.

Randamentul cel mai ridicat îl au transmisiile mecanice, la care pierderile de putere cele mai mari se înregistrează la subansamblele prevăzute cu roţi dinţate cum sunt: cutia de viteză, cutia de distribuţie şi transmisia principală. Pierderile de putere din aceste mecanisme se datoresc frecării dintre flancurile dinţilor, frecărilor din lagăre şi elementelor de etanşare, învingerii rezistenţelor hidraulice şi puterii consumate de pompele auxiliare de ungere a angrenajelor.

Randamentul transmisiei depinde de o serie de factori, care se referă pe de o parte la calitatea şi temperatura uleiului din carterele organelor transmisiei şi pe de altă parte la calitatea pieselor şi a montajului acestora (gradul de precizie cu care sunt executate piesele, rugozitatea suprafeţelor de frecare, precizia montajului).

Randamentul transmisiei se determină pe cale experimentală, fie global pe întreaga transmisie fie pentru fiecare element în parte. Se adoptă t = 0,90.

1.4.2. Determinarea puterii maxime

Determinarea puterii necesare a motorului, pentru viteza maximă de deplasare a autovehiculului încărcat, pe un drum orizontal, se face cu relaţia:

kWPPP arV 5,745,5415max (1.25)unde: - Pr este puterea necesară învingerii rezistenţei la rulare.- Pa este puterea necesară învingerii rezistenţei aerului.

kWVfG

Ptr

aar 15

9,01000

6,48016,0173510

1000

10

(1.26)

unde: Ga – greutatea totală a automobilului; = 0,013…0,018 – coeficientul de aderenţă pentru şosea

asfaltată în stare bună; Va – viteza automobilului în m/s;

kWVAC

Ptr

axaer

a 5,649,01000

1147910,238,0225,15,0

10002

1 3

(1.27)

unde: aer – densitatea aerului în kg/m3; aer = 1,225 kg/m3 la P0 = 101325 N/m2 şi T0 = 288 K (150 C);Cx – coeficient aerodinamic;A – aria transversală a automobilului în m2;tr – randamentul transmisiei;

Puterea maxima a automobilului este de 75kw si a fost impusa prin tema de proiectare.