Automobile Proiect

Capitolul I : Analiza modelelor similare de automobile. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta. Mercedes-Benz SLK 200 roadster1.1

Alegerea modelelor similare : Tabel 1.1

Alfa Romeo SPIDER

BMW Z4

Audi TT

Honda S2000

Mazda Mx-5

OPEL GT

Opel Tigra Twintop

Mercedes Benz SLK

1.2

Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori: Tabel 1.2

tip auto

Audi TT

Alfa Romeo Spider

Bmw Z4

Honda Mazda S2000 Mx-5

Opel GT

Opel MercedesTigra Benz SLK Twintop

Lungime [mm] Latime [mm] Inaltime [mm] Ampatament [mm] Ecartament [mm] Consola fata [mm] Consola spate [mm] Garda la sol [mm]

4041 4393 1764 1830 1349 1318 2422 2528 1572 1579 902 808 113 1000 865 120

4239 1790 1291 2496 1511 890 853 120

4135 1750 1285 2405 1471 890 840 130

4020 1720 1255 2330 1490 876 874 135

4100 1813 1274 2415 1543 850 835 129

3921 1685 1364 2491 1429 730 710 131

4103 1777 1296 2430 1530 841 832 120

Pentru fiecare tabel se vor numerota autovehiculele de la 1 la 8 dupa cum urmeaza: 1-Audi TT ; 2-Alfa Romeo Spider; 3-Bmw Z4; 4-Honda S2000 ; 5- Mazda Mx-5 6-Opel GT; 7-Opel Tigra Twintop; 8-Mercedes SLK

Lungimea totala in functie de fiecare automobil

Latimea in functie de fiecare autovehicul

Inaltimea in functie de fiecare autovehicul

Ampatamentul in functie de fiecare autovehicul

Ecartamentul in functie de fiecare autovehicul

Consola fata in functie de fiecare autoturism

Consola spate in functie de fiecare autovehicul

Garda la sol in functie de fiecare autovehicul

1.3

Analiza principalilor parametrii masici: Tabel 1.3

Tip auto Masa

Audi TT 1285

Alfa Romeo Spider 1505

Bmw Z4 1480

Honda S2000 1362

Mazda Mx-5 1090

Opel GT 1395

Opel MercedesTigra Benz SLK Twintop 1235 1390

proprie [kg] Masa utila [kg] 320 250 255 173 285 195 215 315

Masa totala [kg]

1605

1755

1735

1535

1375

1590

1450

1705

Masa totala [kg]=Masa Proprie [kg] + Masa utila [kg]

Masa proprie [kg] in functie de fiecare autovehicul

Masa utila [kg] in functie de fiecare autovehicul

Masa totala [kg] in functie de fiecare autovehicul

1.4

Analiza principalilor parametrii energetici: Tabel 1.4

Tip auto

Audi

Alfa Rome

Bmw

Hond a

Mazd a Mx-

Opel

Opel Tigra

Mercedes -Benz

TT

o Spide r 2198

Z4

S200 0 1997

5

GT

Twinto p 1796

SLK

Cilindree [cm3] Putere max [kw] Cuplu max [Nm] Viteza maxima Puterea specifica [kw/kg] Turatia la puterea maxima[rp m] Turatia la cuplu maxim[rpm ]

1781

2497

1999

1998

1796

120

136

150

179

118

194

92

100

225

230

250

208

188

350

165

250

218 0,07 4

224 0,077

242 0,13 9

240

217

229 0,12 2

204 0,063

236 0,058

0,116 0,085

5700

6500

6400

8300

7000

5250

6000

5500

1950 5400

4500

2750 7500

5000

4500

4600

28005000

*Puterea specifica [kw/kg] =puterea maxima [kw] /Masa totala [Kg]

Cilindreea [cm3] in functie de fiecare autovehicul

Puterea maxima [kw] in functie de fiecare autovehicul

Cuplu maxim [Nm] in functie de fiecare autovehicul

Viteza maxima [km/h] in functie de fiecare autovehicul

Puterea speficica [kw/kg] in functie de fiecare autovehicul

1.5

Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare: Tabel 1.5

Tip auto

Audi TT

Alfa Romeo Spider

Bmw Z4

Honda Mazda S2000 Mx-5

Opel GT

Opel Mercede Tigra s-Benz Twintop SLK

Tip motor

transve rsal

Transv er-sal MAS ; 4 cilindrii in linie ; DOHC ;

Trans versal MAS; 6 cilindr ii in linie; DOHC ;

Longit udinal MAS; 4 cilindr ii in linie; DOHC ; 16 supap e Fata

Trans versal MAS; 4 cilindr ii in linie; DOHC ; 16 supap e Fata

MAS; 4 cilindrii in linie; DOHC ; 20 supape

MAS; 4 MAS; 4 cilindrii cilindrii in in linie; linie; DOHC; DOHC; 16 16 supape supape

transve rsal

transver sal MAS; 4 cilindrii in linie; DOHC 16 supape

16 supape 24

supap e Amplasare Motor Punte motoare Fata Fata Spate Fata Fata Fata

Centra l Spate

Fata

Fata

Spate

Spate

Fata

Spate

Cutie de viteze

Manual a 6+1

Manual Manu a 6+1 ala 6+1

Manu ala 6+1

Manu ala 6+1

Manual Manual a 5+1 a 5+1

Manuala 6+1

Tip suspensie fata

Mc.Phe arson

Indepe ndenta ;cu Indepe dubla nden-ta bascul a si bara bara antiantiruliu ruliu

Indep endenta Mc. Phear son

Mc.Ph earso n Indep enden -ta bara antiruliu

Indep Indepe enden nta;cu denta dubla bascul a

Mc.Phe arson Indepe ndenta,basc ula si bara antiruliu

Indepen denta Mc.Phea rson Arcuri elicoidal e si bara antiruliu

Tip suspensie spate

Bara de Indepe torsiun ne denta

Indep endenta

Mc.Ph earso n Indep enden -ta bara antiruliu

Indep endenta

Indepe ndenta

Bara de Indepen torsiun den-ta , e bara de torsiune

Raport comprimare Emisii CO2 [g/km]

9,5 : 1 197

11,3 : 1 221

11 : 1 199

11,1 : 1 236

10,8 : 1 181

9,2 : 1 218

10,5 : 1 185

8,5 : 1 182

Consum combustibil urban [l/100km] Consum combustibil extraurban [l/100km]

11.2

13

12,4

13,9

10,5

13

10,9

11

6.4

7,3

6,2

7,8

5,9

6,9

5,8

5,7

Consum combustibil mixt [l/100km] Timpul de accelerare 0-100 km/h

8.2

9,4

8,5

10

7,6

9,2

7,7

7,7

8,2

9,5

6,6

6,2

7.9

5,8

9,4

7,6

Raportul de comprimare in functie de fiecare autovehicul

Consumul urban in functie de fiecare autovehicul

Consumul extraurban in functie de fiecare autovehicul

Consumul mixt in functie de fiecare autovehicul

Timpul de accelerare 0-100 km/h in functie de fiecare autovehicul

Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai autovehiculului studiat

a) determinarea valorii medii a parametrului dimensional

:

x

x=2.1

xj =1

N ms

j

N ms

x este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul studiat Nms este numarul de modele similare

j

b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv 2.2

Sx =

(xj =1

N ms

j

x )2

N ms 1

c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv Cvx= Sx/x *100 [%] 2.3

d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii 2.4 x ales x < t (P, k ) Sx N ms

S S I x = x t ( P, k ) x , x + t ( P, k ) x N ms N ms

2.5

e) Alegerea valorii parametrului din interval, x Ix

TABEL 2.1 NR crt Parametrul Dimensional 1 2 3 4 5 6 7 8 Lungime Latime Inaltime

x[mm] 4119 1776 1304

Sx [mm] 137,56 109,98 89,95 147,78 122,08 148,54 103,84 19,65

t [mm] 2,365 2,365 2,365 2,365 2,365 2,365 2,365 2,365

Ix [mm] [4003,4234] [1684,1867] [1318,1469] [2315,2562] [1412,1617] [747,996] [740,913] [107,140]

xales [mm ] 4103 1777 1296 2430 1530 841 832 120

Ampatament 2439 Ecartament Consola Fata Consola Spate Garda la sol 1515 872 827 124

Din intervalul de incredere alegem Xales al val apropiate autovehiculului Mercedes SLK deoarece se incadreaza cel mai bine in acest interval.

Predeterminarea principalilor parametrii masici

Am ales masa autovehiculului Mercedes SLK deoarece se incadreaza cel mai bine in intervalul de incredere Im0.

m=

m0j =1

N ms

N ms

=

mj =1

8

8

=

1285 + 1505 + 1480 + 1362 + 1090 + 1395 + 1235 + 1390 = 1342,75kg 8

m o N m j 2 1 8 = s

3 S N m ( 1 . ) 7 = s 1 m 3 6 4 . 2 1 6

S mo S mo I mo = mo t , mo + t N ms N ms

= 1342.7 2.776 316.16 ,1342.7 + 2.776 316.16 = (1078,1607) 8 8

Mu=75+68n+Mbag= 315 kg ma = mo + mu=315+1390=1705 kg ma reprezinta masa totala a autovehiculului Mu reprezinta masa utila a autovehiculului

TABEL 2.2 Nr. Crt Denumire subansamblu Motor-transmisie Rezervor de combusibil Sistem de evacuare Schimbator de viteze Suspensie fata Suspensie spate Sistem de directie Pondere [%] 20.4 0.99 2.45 5.0 7.2 5.2 1.9 Masa calculata [kg] 347.82 16.87 41.77 85.25 122.76 88.66 32.39 Masa aleasa [kg] 348 17 41 85 123 89 43

1 2 3 4 5 6 7

8 9 10

Instalatie eletrica si baterie de acumulator Rotile Caroserie,usi,geamuri

1.9 6.4 48.56

32.39

33

109.12 110 827.94 828 Masa totala 1705kg

Principalele dimensiuni interioare ale automobilului

Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale: a) Organizarea si dimensiunile postului de conducere b) Amplasarea banchetelor si dimensiunile acestora c) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului , iar acestea se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional

Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plastic acrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin . Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului, gamba si coapsa deoarece s-a constatat ca dimensiunile torsului variaza nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90. Recomandari pentru scaunul soferului si al pasagerului din fata: Partea inclinata a podelei nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm Inaltimea articulatiei H deasupra podelei nu trebuie sa fie mai mica de 100 mm

Scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relative fata de parbriz si fata de comenzi atat in directie longitudinala cat si in directie verticala Varificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si jos cu manechinul de 90, apoi se verifica pozitia maxim fata si sus cu manechinul de 10 Valorile medii ale unghiurilor , , , sunt reprezentate in tabelul urmator Tipul automobilului Autoturism 20-30 60-110 80-170 75-110 Autocamion 20-30 95-120 95-135 90-110

Amenajarea interioara a autoturismelor In cazul autoturismelor , cabina pentru pasageri este amplasata la mijloc totdeauna, pentru ca acestia sa fie cat mai bine protejati contra accidentarii. Caroseria de securitate se obtine prin urmatoarele masuri: rigidizarea constructiei fara reducerea vizibilitatii, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan si peretii laterali, montarea unor manere pentru usi si macaralele pentru geamuri fara proeminente, montare air-bag-urilor frontale si laterale, folosirea coloanei de directie telescopice si a unui volan usor deformabil in directie axiala, montarea parbrizului astfel incat la deformarea caroseriei, geamul sa sara in afara. Dimensiunile principale ale postului de conducere si limitele de amplasare a organelor de comanda manuala la autoturisme se aleg conform STAS 6689/1-81, astfel incat acestea sa fie in permanenta in raza de actiune determinata de dimensiunile antropometrice ale conducatorului. In ceea ce priveste postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului fata de comenzi, se aplica metoda recomandata se STAS 12613-88 si norma ISO 3958-77, care stabileste o

infasuratoare a distantelor maxime de actiune ale unei maini a conducatorului asezat pe scaun, cu cealalta mana pe volan si piciorul stang pe pedala de acceleratie, avand montata o centura de siguranta cu trei puncte de sprijin. Comenzile luminilor de drum, avertizorului luminos, semnalizarii schimbarii directiei, luminilor de pozitie spate si laterala, avertizarii sonore, stergatorului si spalatorului de parbriz trebuie sa fie amplasate in zona de actionare a mainii conducatorului autovehicului.

Nr.crt.

Dimensiunea

Marimea

1 2 3 4 5

Unghiul de inclinare spre inapoi Diametrul volanului Unghiul de inclinare a volanului Distanta pe orizontala intre centrul volanului si punctul calcaiului Wx Distanta pe verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului Wz

24 350 17 340 550

3.2 ntocmirea schiei de organizare general

n vederea ntocmirii schiei de organizare general a autoturismului de proiectat s-a pornit de la modelul similar de referin convenabil ales la capitolul 1 i s-a convenit ca modelul ce urmeaz a fi proiectat s indeplineasc urmatoarele caracteristici tehnice: motorul este cu patru cilindrii in linie amplasat longitudinal n fa, schimbtorul de viteze este mecanic cu 6+1 trepte, transmisia se face la roile din spate. Rezervorul de combustibil este pozitionat intre cele doua roti din spate, astfel incat sa nu obstructioneze bratele suspensiei , dar in acelasi timp sa fie cat mai aproape de sol, pentru a obtine un centru de greutate cat mai jos. Transmisia cardanica este aproximata ca un cilindru, de lungime aproximativ egala cu ampatamentu. Puntile au fost reprezentate sub forma a doi cilindri cu lungime aproape egala cu ecartamentul (egal in fata si in spate) autovehiculului dar cu diametrul mai mare in cazul puntii spate deoarece include in plus fata de puntea fata (la care nu a mai fost inclus sistemul de directie).

3.3 Determinarea poziiei centrului de mas al autovehiculului

Pentru determinarea centrului de mas al autovehiculului se va alege un sistem de axe de coordonate (X,Z) care se va poziiona pe schia de organizare general. Sistemul de coordonate are originea in punctul de contact cu solul a pneului de la puntea fata, in primul rand pentru simplificarea masurarii si calcularii valorilor. Pe aceast schi se vor preciza toate centrele de greutate ale subansamblelor anlizate n capitolul 2, tabelul 2.2. Poziia centrului de greutate se va determina pentru dou cazuri. Cazul 1:automobilul cu conductor ,fr pasageri sau fr ncrctur. Cazul 2:automobilul ncrcat complet cu sarcina util. Pentru deteminarea poziiei centrului de greutate al autovehiculului se folosesc relatiile xG=j=1NsXjmjj=1Nsmj; (3.1) i ZG=j=1NsZjmjj=1Nsmj (3.2) n care mj este masa subansamblului j, n kg, iar Xj i Zj sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j,fa de sistemul de axe,XOZ, ales n mm. n legtur cu poziia centrului de mas pentru o persoan aezat dpe scaun: n cazul scaunelor fixe ,centrul de mas se afl la distana 50 mm fa de punctul R ,n sensul de mers,iar n cazul scaunelor reglabile acest distana este de 100 mm.nlimea centrului de mas pe vertical ,fa de punctul R, are valoarea medie 180 mm.

3.3.1 Determinarea centrului de greutate al caroseriei discretizarea elementelor componente ale caroseriei

Tab. 1

Nr.c rt

Denumire subansamblu

masa Participatia[ [kg] %] 32 25 22 20 50 44 220 8 12 16 10 36 495 6,46 5,05 4,44 4,04 10,10 8,89 44,44 1,62 2,42 3,23 2,02 7,27 100

1 Bara fata 2 Capota 3 Aripa fata(2) 4 Parbriz 5 Portiere(2) 6 Praguri(2) Podea+lonjero 7 ane 8 Plafon 9 Luneta 10 Aripa spate(2) 11 Hayon 12 Bara spate Total

Tabel.2 Determinarea centrului de greutate al caroseriei Nr.crt . Denumire subansamblu Mas a [kg] 32 25 22 20 50 44 220 8 12 16 10 36 495 Pozitie subansambl u X -589 -226 164 914 1383 1155 1177 1663 2346 2420 2807 2954

x*m Z 399 807 578 1112 751 322 311 1292 1124 674 989 463 18848 -5650 3608 18280 69150 50822 25894 0 13304 28152 38720 28070 10634 4 69008 4

z*m

1 Bara fata 2 Capota 3 Aripa fata(2) 4 Parbriz 5 Portiere(2) 6 Praguri(2) Podea+lonjeroa 7 ne 8 Plafon 9 Luneta 10 Aripa spate(2) 11 Hayon 12 Bara spate Total

12768 20175 12716 22240 37550 14168 68420 10336 13488 10780 9890 16668 22567 4

3.3.2 Determinarea centrului de masa al automobilului complet echipat cu conducator, fara pasageri si fara incarcatura Tab. 3 Masele subansamblurilor Nr.crt . Denumire subansamblu Pondere 14,0 1,70 0,7 5 1,77 1,6 5,8 1,8 1,1 2,45 6 6,2 44,8 0,68 0,7 0,69 5 Masa [kg] 194,6 23,63 9,73 70,3 24,9 22,5 81,5 25,3 15,5 34,4 84,3 87,1 639,4 9,554 9,835 9,6945 70,3 1390

1 Motor Instalatie electrica+baterie de 2 acumulatori 3 Ambreiaj 4 Schimbator de viteze 5 Sistem de directie 6 Radiatoare 7 Roti 8 Lichid racire+ulei 9 Sistem de franare 10 Sistem de evacuare 11 Suspensie fata 12 Suspensie spate 13 Caroserie 14 Transmisie cardanica 15 Diferential 16 Rezervor Combustibil 17 Combustibil

Tabel 4.Determinarea centrului de greutate al autevehiculului Nr.crt . Denumire subansamblu Pozitie subansambl u X 125 324 370 634 470 -617 1211 330 300 1819 0 2421 1353 Z 467 784 588 19087 90823,8 8126 3626 16730 5762,4 31635 10800 11410 7440 11180 28880 32019 280083

Masa [kg] 176,7 23,9 9,8 70,3 24,9 22,5 81,5 25,3 15,5 34,4 76,0 82,1 629,4

x*m

z*m

1 Motor Instalatie electrica+baterie de 2 acumulatori 3 Ambreiaj 4 Schimbator de viteze 5 Sistem de directie 6 Radiatoare 7 Roti 8 Lichid racire+ulei 9 Sistem de franare 10 Sistem de evacuare 11 Suspensie fata 12 Suspensie spate 13 Caroserie

395 35642,1 405 312 1242 480 207 289 425 734 -13050 117360 4650 9976 0 197040 873607

535 14093,4 14890,2

8349 31422,6

14 Transmisie cardanica 15 Diferential 16 Rezervor Combustibil 17 Combustibil 18 Scaune fata(2) 19 Pasager Total

9,6 9,8 9,7 70,3 34 75 1580

1665 2420 2914 2914 1597 1702

299 13375,6 2484,04 207 23505,7 452 452 486 565 22976 166611 61200 120000 156652 5 1770,3 4944,2 35853 12240 26925 630368

XG0=1439 [mm] ZG0=411 [mm]

3.3.2 Tabel 5. Determinarea centrului de masa al automobilului complet echipat Nr.crt . Denumire subansamblu Pozitie subansambl u X 125 324 370 634 470 -617 1211 330 300 1819 Z 467 784 588 19087 90823,8 8126 3626 16730 5762,4 31635 10800 11410 7440 11180

Masa [kg] 176,7 23,9 9,8 70,3 24,9 22,5 81,5 25,3 15,5 34,4

x*m

z*m

1 Motor Instalatie electrica+baterie de 2 acumulatori 3 Ambreiaj 4 Schimbator de viteze 5 Sistem de directie 6 Radiatoare 7 Roti 8 Lichid racire+ulei 9 Sistem de franare 10 Sistem de evacuare

395 35642,1 405 312 1242 480 207 -13050 117360 4650 9976

535 14093,4 14890,2

8349 31422,6

11 Suspensie fata 12 Suspensie spate 13 Caroserie 14 Transmisie cardanica 15 Diferential 16 Rezervor Combustibil 17 Combustibil 18 Scaune fata(2) 19 Pasager(2) 20 Bagaje Total XGa=1510 [mm] YGa=446 [mm]

76,0 82,1 629,4 9,6 9,8 9,7 70,3 34 150 180 1580

0 2421 1353 1665 2420 2914 2914 1597 1702 2550

289 425 734

0 197040 873607

28880 32019 280083 1770,3 4944,2 35853 12240 26925 93600 630368

299 13375,6 2484,04 207 23505,7 452 452 486 565 520 22976 166611 61200 120000 459000 156652 5

Dup stabilirea centrelor de mas se determin ncrcrile statice la cele doua puni corespunztoare celor dou stri de ncrcare.Pentru determinarea lor se folosesc formulele: G1,0=b0LG0 i G2,0=a0LG0 , pentru cazul 1, (3.3) si G1=bLGa i G2=aLGa, pentru cazul 2, (3.4)

unde: a0 i b0 reprezint distanele de la centrul de mas Cg0 la puntea fa respectiv puntea spate: a0 =1439 mm b0 =2430-1439=991 mm. a i b reprezint distanele de la centrul de mas Cg la puntea fa respectiv puntea spate. a=1510 mm b=2430-1510=920 mm. Astfel, G1,0=b0LG0=9912430 1363=555.85 daN G2,0=a0LG0=14392430 1363=807.142 daN

reprezentnd ncrcarile statice pentru primul caz. Pentru cazul 2 G1=bLGa=9202430 1672=633 daN i G2=aLGa=15102430 1672=1039 daN

Pentru aprecierea solicitrii drumului din punctul de vedere al ncrcrilor la puni se utilizeaz urmtoarea mrime: Fsol=j=1NpGj10Ga [10 daN] 80 (3.5) 3 Unde Gj si Ga se exprima in 10 daN (echivalent, in tone). Introducand in relatia (3.5) datele de mai sus, va rezulta:Fsol=G14+G2410Ga=0,6334+1,0394101,672=0,08

10 daN

3

3.4 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale Unghiul de rampa trebuie sa fie cel putin egal cu unghiul pantei maxime impuse in tema de proiect. Calculnd unghiul pantei maxime se obine:pmax=arctgpmax=arctg0.4=21,8

Aa cum s-a impus prin tem automobilul de proiectat are puntea motoare n spate (4x2), acest lucru nsemnnd faptul c expresia unghiului limit de patinare sau de alunecare (cand roile motoare ajung la limita de aderen) este urmtoarea: tgpa=xaL1-hgLx (3.6) unde x reprezint coeficientul de aderen longitudinal si ia valori in intervalul [0.7; 0.8].pa=arctgxaL1-hgLx=25,87

n care x=0.75. Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia: pr=arctgbhg (3.7) pr=arctgbhg= 64,14

Conditiile de stabilitate longitudinal, la deplasarea autovehiculului pe panta maxima impusa sunt: prpapmax (3.8) Se poate observa ca, inlocuind in relatia (3.8) valorile obtinute mai sus, conditiile de stabilitate longitudinal sunt indeplinite 64,14>25,87>21,8

3.6 Alegerea pneurilor i stabilirea caracteristicilor acestora

Numrul de pneuri cu care va fi echipat autovehiculul se alege avnd n vedere ca ncrcarea lor sa fie uniform i conform cu recomandrile din

standarde. La alegerea pneurilor i jantelor trebuie s se aib n vedere destinaia autovehiculului i performanele acestuia. ncrcarea static pe pneu corespunztoare sarcinii utile maxime calculate va fi: Zpj=GjNpnj (3.9) ncarcarea unui pneu pe puntea fa: Zp1=G12=6332 =316,5 daN ncrcarea unui pneu pe puntea spate: Zp2=G22=10392 =519,5 daN

Capacitatea portant necesar pneului definit ca fiind ncrcarea radial maxim suportat de aceasta va fi: Qpmec=(max Zpj)/kq (3.10) unde kq =0,9 i max Zpj=519,5 daN. Efectund calculul rezult: Qpmec=519,5/0,9=577,22 daN. Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitate portanta Qp>Qpmec , dar cat mai aproape de Qpmec

Anvelopele care se folosesc sunt: 205/55 R16 W LI=91 => Qp=615/0,981= 627 daN Latimea sectiunii pneului: Bu=205mm Diametrul exterior:De=0,45*205*2+16*25,4=590,9 [mm] Raza libera: ro=0,5*De=295,45 [mm] Raza statica:rs= rr/1,04=265 [mm]

Raza de rulare rr=

* ro=0,933*295,45=275,65 [mm]

Viteza mazima de exploatare a pneului Vmaxp=270 km/ora, care este mai mare decat viteza automobilului Vmax=236 km/ora

CAPITOLUL 4 Determinarea parametriilor necesari calculului de tractiune a) Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare

Rezistena la rulare depinde de numeroi factori cum ar fi construcia pneului,viteza de deplasare,presiunea aerului din pneu,ncrcarea radial a pneului,rularea cu deviere,momentul aplicat roii,calea de rulare.Coeficientul de rezisten la rulare se determin pe cale experimental pe baza rezultatelor obinute propunndu-se numeroase formule empirice cele mai simple dintre ele referindu-se la viteza de deplasare:

f=f0+f01V + f02V2 unde:

(4.1)

f0 reprezint coeficientul de rezisten la rulare la vitez mic, f01[h/km] i f02 [h2/km2] coeficieni de influen ai vitezei care pot fi alei din tabele

standardizate. Astfel,pentru anvelopa radial cu seciune foarte joas avem:f0=1.836010-2, f01=-1.872510-5[h/km], f02=2.955410-74 [h2/km2].

Pentru mai multe valori ale vitezei se va contura graficul lui f=f(V) valorile fiind centralizate n tabelul 4.1: V, [km/h] f, [-] 0 0.0183 6 10 0.0182 023 20 0.0181 037 30 0.0180 642 40 0.0180 839 50 0.0181 626 60 0.0183 004 70 0.0184 974 80 0.0187 535 90 0.0190 686

100 0.0194 429 200 0.0264 366

110 0.0198 763 210 0.0274 611

120 0.0203 688 220 0.0285 446

130 0.0209 204 230 0.0296 873

140 0.0215 311

150 0.0222 009

160 0.0229 298

170 0.0237 179

180 0.0245 65

190 0.0254 712

236 0.0304 013 Grafic 4.1

b) Determinarea ariei seciunii transversale maxime a autovehiculului Determinarea ariei seciunii transversale maxime se poate face f prin planimetrarea conturului delimitat din vederea din fa a desenului de ansamblu.

Aceast arie poate fi calculat astfel:

A=cflaHa-hb+NphbBu[m]

(4.2)

unde: cf=0,89 este un coeficient de form adoptat 1 pentru autocamioane, la=1,777 m este limea automobilului, Ha=1,296 m este nlimea automobilului, hb=0,15 m nlimea marginii inferioare a barei de protecie fa de cale, Np=2 reprezint numrul de pneuri, Bu=0,205 m reprezint laimea seciunii anvelopei.

A= 0,89* 1,777 * (1,296-0,15) + 2 * 0,15 * 0,205 = 1,873 1,002,12,63-0,3+20.30.235=5,034m

Fig. 4.1 Planimetrare autovehicul in programul Autocad

Aria rezultata din planimetrare, cu programul AutoCAD , a fost de 1,796 m2. In concluzie aria pe care o vom adopta mai departe in calcule si care este cea mai apropiata de modelul ales, este cea aflata prin planimetrare. c) Determinarea coeficientului de rezisten al aerului Avnd n vedere faptul c forma caroseriei automobilului ce urmeaz a fi proiectat este foarte apropiat de cea a modelului similar ales se poate conveni ca acesta sa aib o valoare a coeficientului de rezisten al aerului apropiata de cea a acestui model: Cx=0,22. Valoarea aceasta a fost aleas din intervalul [0,20; 0,25] inndu-se cont att de valoarea acestuia la modelul similar dar si de valoarea ariei transversale care situeaz autoturismul in categoria automobilelor sport. d) Determinarea randamentului transmisiei

Puterea dezvoltat de motor este transmis la roile motoare prin intermediul transmisiei pentru a propulsa autovehiculul. ntotdeauna acest fenomen are loc cu pierderi prin frecare la nivelul transmisiei,pierderi ce sunt caracterizate de t-randamentul transmisiei. Valoarea adoptat pentru acesta este t=0,29. Cele mai mari pierderi sunt datorate frecarilor roilor dinate existente n transmisie. Randamentul cutiei de viteze creste odat cu momentul transmis i scade odat cu creterea turatiei.Valoarea randamentului

transmisiei difer de la caz la caz,acest valoare aleas fiind o valoare medie constant.

4.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare, in functie de viteza automobilului

In miscarea sa, autovehiculul interactioneaza cu mediul inconjurator si cu drumul, rezultand forte care se opun deplasarii acestuia. Aceste forte sunt considerate rezistente la inaintare, iar cu ajutorul lor se pot stabili si studia ecuatiile de miscare a autovehiculului, pentru cazul general, al vitezelor variabile. Exista astfel mai multe tipuri de rezistente la inaintare. Rezistentele sunt datorate interactiunii autovehiculului cu drumul si mediul inconjurator sunt: rezistenta la rulare, rezistenta la panta si rezistenta aerului. Forta de inertie ce apare in deplasarea autovehiculelor este considerate tot ca o rezistenta la inaintare si se numeste rezistenta la demarare sau rezistenta la accelerare. In calculele ce urmeaza, insa, ea nu apare in bilantul de puteri la roata deoarece se considera un regim uniform de miscare (fara accelerare). Se vor calcula in continuare aceste rezistente pentru mai multe situatii:

Pentru calculul rezistentei la rulare vor fi analizate situatiile deplasarii in palier (p=0) si cazul deplasarii in panta maxima a drumului modernizat pmax=8% cu p=arctg(0,08)=4,57=43426; Pentru calculul rezistentei la panta vor fi considerate aceleasi situatii ca mai inainte; Pentru calculul rezistentei aerului o sa fie considerata situatia: deplasarea autovehiculului cand nu bate vantul (Vv=0km/h).

. Pentru rezistenta efectiva la rulare se foloseste relatia:Rrul=f(V)Gacosp [daN]

(3.3)

unde apar: Rrul reprezinta rezistenta la rulare;

f reprezinta coeficientul rezistentei la rulare; Ga reprezinta greutatea totala a autovehiculului, exprimata in daN; p reprezinta unghiul pantei pe care se deplaseaza autovehiculul. Pentru calculul puterii necesara pentru invingerea rezistentei la rulare este

folosita relatia:Prul=f(V)GacospV360[kW]

(3.4)

unde Prul reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la rulare a pneurilor si este exprimata in kW. Pentru calculul rezistentei la panta se foloseste relatia: Rp=Gasinp[daN] (3.5) Puterea necesara pentru invingerea acestei rezistente se calculeaza astfel:Pp=GasinpV360[kW]

(3.6) (3.7)

Rezistenta aerului se calculeaza cu urmatoarea formula:Ra=kAVx213[daN]

unde:

Ra reprezinta rezistenta aerului, rezultata in daN; k=0,06125Cx reprezinta coeficientul aerodinamic; A reprezinta aria sectiunii transversal a autovehiculului; Vx=V+Vvcosv [km/h] reprezinta viteza totala relativa a vantului fata de autovehicul. In aceasta formula V reprezinta viteza autovehiculului, Vv reprezinta viteza vantului, iar v reprezinta unghiul facut de directia pe care bate vantul si directia pe care se deplaseaza autovehicului (in cazul de fata vom avea v=0) Puterea necesara invingerii rezistentei aerului se poate calcula cu relatia:Pa=kAVx2V4680[kW]

(4.8)

unde toate marimile au aceeasi semnificatie ca cea aratata mai inainte. In tabelul 3.2 sunt centralizate toate valorile rezistentelor si puterilor calculate pentru deplasarea autovehiculului pe panta 0% iar in tabelul 4.3 sunt centralizate toate valorile pentru cazul drumului modernizat de panta 8%.

Tab. 4.2 Calculul rezistentelor si puterilor necesare invingerii lor, in cazul deplasarii pe panta 0%

V

f(V)

Rrul [daN] 31

Rp0 [daN] 0

Ra [daN] 0

R [daN] 31

Prul [kW] 0

Pp0 [kW] 0

Pa [kW] 0

P [kW] 0

[km/h [-] ] 0 0.0183 6

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220

0.0182 02 0.0181 04 0.0180 64 0.0180 84 0.0181 63 0.0183 0.0184 97 0.0187 54 0.0190 69 0.0194 43 0.0198 76 0.0203 69 0.0209 2 0.0215 31 0.0222 01 0.0229 3 0.0237 18 0.0245 65 0.0254 71 0.0264 37 0.0274 61 0.0285 45

30 30 30 30 30 31 31 31 32 33 33 34 35 36 37 38 40 41 43 44 46 48

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

0.186 162 0.744 649 1.675 461 2.978 597 4.654 058 6.701 84 9.121 953 11.91 439 15.07 915 18.61 623 22.52 564 26.80 737 31.46 143 36.48 781 41.88 652 47.65 755 53.80 091 60.31 659 67.20 459 74.46 492 82.09 758 90.10 256

31 31 32 33 35 37 40 43 47 51 56 61 66 73 79 86 93 101 110 119 128 138

0.845 702 1.682 241 2.517 856 3.360 802 4.219 285 5.101 55 6.015 886 6.970 488 7.973 559 9.033 414 10.15 826 11.35 632 12.63 584 14.00 507 15.47 222 17.04 555 18.73 338 20.54 377 22.48 505 24.56 555 26.79 342 29.17 679

0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0

0.005 171 0.041 369 0.139 622 0.330 955 0.646 397 1.116 97 1.773 713 2.647 642 3.769 787 5.171 175 6.882 834 8.935 791 11.36 107 14.18 97 17.45 272 21.18 113 25.40 598 30.15 829 35.46 909 41.36 94 47.89 025 55.06 267

0.850 873 1.723 61 2.657 478 3.691 758 4.865 682 6.218 53 7.789 599 9.618 13 11.74 335 14.20 459 17.04 109 20.29 211 23.99 692 28.19 477 32.92 494 38.22 669 44.13 936 50.70 206 57.95 414 65.93 495 74.68 367 84.23 947

230 236

0.0296 87 0.0304 01

50 51

0 0

98.47 986 103.6 85

148 155

31.72 411 33.33 458

0 0

62.91 769 67.97 125

94.64 18 101.3 058

Grafic 4.2 Variatia cu viteza a rezistentelor la rulare, a aerului si sumei rezistentelor pentru panta de 0%

Grafic 4.3 Variatia cu viteza a puterilor necesare invingerii rezistentei la rulare, a aerului si sumei puterilor pemtru panta de 0%.

Tab. 4.3 Calculul rezistentelor si puterilor necesare invingerii lor, in cazul deplasarii pe panta 8% V [km/ h] 0 10 20 30 40 50 f(V) [-] 0.0183 6 0.0182 02 0.0181 04 0.0180 64 0.0180 84 0.0181 Rrul [daN] 31 30 30 30 30 30 Rp8 [daN ] 133 133 133 133 133 133 Ra [daN] 0 0.186 162 0.744 649 1.675 461 2.978 597 4.654 R [daN ] 164 164 164 165 166 168 Prul [kW] 0 0.843 013 1.676 893 2.509 851 3.350 118 4.205 Pp0 [kW] 0 3.701 893 7.403 786 11.10 568 14.80 757 18.50 Pa [kW] 0 0.005 171 0.041 369 0.139 622 0.330 955 0.646 P [kW] 0 4.550 077 9.122 048 13.75 515 18.48 864 23.36

63 60 0.0183 0.0184 97 0.0187 54 0.0190 69 0.0194 43 0.0198 76 0.0203 69 0.02092 0.02153 1 0.02220 1 0.02293 0.02371 8 0.02456 5 0.02547 1 0.02643 7 0.02746 1 0.02854 5 0.02968 7 0.03040 1 31 31 31 32 32 33 34 35 36 37 38 40 41 42 44 46 48 49 51 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133 133

110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 236

058 6.701 843 9.121 953 11.91 439 15.07 915 18.61 623 22.52 564 26.80 737 31.46 143 36.48 781 41.88 652 47.65 755 53.80 091 60.31 659 67.20 459 74.46 492 82.09 758 90.10 256 98.47 986 103.6 85

170 173 176 180 184 189 194 200 206 212 219 227 235 243 252 261 271 281 288

871 5.085 338 5.996 76 6.948 327 7.948 209 9.004 695 10.12 596 11.32 021 12.59 567 13.96 054 15.42 303 16.99 136 18.67 382 20.47 846 22.41 357 24.48 745 26.70 823 29.08 403 31.62 325 33.22 861

947 22.21 136 25.91 325 29.61 514 33.31 704 37.01 893 40.72 082 44.42 272 48.12 461 51.82 65 55.52 84 59.23 029 62.93 218 66.63 408 70.33 597 74.03 786 77.73 975 81.44 165 85.14 354 87.36 468

397 1.116 974 1.773 713 2.647 642 3.769 787 5.171 175 6.882 834 8.935 791 11.36 107 14.18 97 17.45 272 21.18 113 25.40 598 30.15 829 35.46 909 41.36 94 47.89 025 55.06 267 62.91 769 67.97 125

173 28.41 367 33.68 372 39.21 111 45.03 503 51.19 48 57.72 962 64.67 872 72.08 135 79.97 675 88.40 415 97.40 279 107.0 12 117.2 708 128.2 186 139.8 947 152.3 382 165.5 884 179.6 845 188.5 645

Grafic 4.4 Variatia cu viteza a rezistentelor la rulare, la panta, a aerului si sumei rezistentelor pentru panta de 8%

Grafic 3.5 Variatia cu viteza a puterilor necesare invingerii rezistentei la rulare, la panta, a aerului si sumei puterilor pentru panta de 8%.

Cap.5 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului.Alegerea motorului autovehiculului impus prin tema 5.1 Predeterminarea caracteristicii exterioare a motorului din condiia de vitez maxim n palier

Se impune prin tem o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului n treapta de viteze cea mai rapid n palier. Pentru a avea o anumit acoperire din punct de vedere al puterii, se admite c atingerea lui Vmax se obine pe o pant foarte mic p0=(0,050,3)%, rezultnd n acest fel o putere maxim Pmax ceva mai mare dect n cazul deplasrii n palier p0=0. Pentru determinarea puterii la viteza maxim se utilizeaz bilanul de puteri la roata : Pr=tP=Prul+Pp+Pa+Pd (5.1) unde:

Pr reprezinta puterea disponibila la roata; Prul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a autovehiculului; Pp reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei; Pa reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; Pd reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a autovehiculului.

Din conditia ca V=Vmax rezulta: dVdt=0, de unde rezulta ca Rd=0 si implicit Pd=0. Facand inlocuirile in formula (5.1) rezulta:tP=f(Vmax)Gacosp0Vmax360+Gasinp0Vmax360+kAVmax34680

(5.2)

unde: f(Vmax)= f(236km/h)=0,027 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare corespunzator

vitezei maxime; Ga=1705 daN reprezinta greutatea autovehiculului; p0=arctg(0,00175)=0,1o calculate pentru p0 din intervalul 0,050.3%, reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului; Cunoscand toti termenii, din relatia (5.2) se poate determina P=PVmax: PVmax=P1t (5.3) unde P1 reprezinta termenul drept al relatiei (5.2). In consecinta, vom avea: PVmax=0,0271705cos0,1236360+1705sin0,1236360+0,021,796236 346800,92=143 kW unde: t=0,92; k=0,06125Cx In continuare vom calcula coeficientul de adaptabilitate si coeficientul de elasticitate al motorului necesar, folosind metoda intervalului de incredere aplicata pe valorile cunoscute de la motoarele modelelor similarca=MmaxMp

(5.4)ce=nMnp

(5.5)

Tab 5.1 Coeficientii de elasticitate si adaptabilitate la modele similare Alfa Rome o spide r Mm ax Pma 225 120 Mazd a Mx5 188 118 Opel Tigra Twint op 165 230 136 250 150 208 179 350 194 92 Merce des SLK 250 100

Bmw Z4

Audi TT

Honda S2000

Opel GT

x Nm Np Ca Ce

4560 5700 1,2 0,8 X

4500 6500 1,151 0,69 Sx

5400 6400 1,116 0,84 Cvx 5,52

7500 8300 1,01 0,9 Ix1 1,02 0,64

5000 7000 1,168 0,71 Ix2

4500 5250 0,99 1 0,86

4600 6000 1,126 0,77

5000 5500 1,44 0,9

1,11 0,818

0,06 0,11

1,20 0,99

14,02

Adoptand gradul de incredere P=2,365 si cunoscand k=Nms-1=8-1=7 (unde Nms=8 reprezinta numarul de modele similare la care s-au putut calcula cei doi coeficienti) Folosind formula Cales-C