Proiect automobile
-
Upload
razvan-ciucu -
Category
Documents
-
view
423 -
download
7
description
Transcript of Proiect automobile
]
Temă de proiect automobile I
Să se efectueze proiectarea generală, funcţională privind dinamica tracţiunii şi ambreiajul pentru un automobile având următoarele cararcteristici:
Tipul automobilului: autoturism; Caroseria: berlină (sedan); Numărul de persoane: 5 (locuri); Masa utilă maximă constructivă: _____ Viteza maximă în palier: 185 Km/h; Panta maximă: 32 %; Alte particularităţi:M.A.S., formula roţilor 4x2;
1
Proiectul va conţine două părţi:A. Memorial tehnic justificativ.B. Materialul grafic.
A. Memoriul tehnic justificativ va cuprinde:
1). Alegerea unui număr adegvat de modele similare (minim 5 modele), analiza particularităţilor constructive şi a principalelor caracteristici dimensionale, masice şi energetice. Stabilirea modelului automobilului ce se va proiecta conform cerinţelor temei.
2). Predimensionarea principalilor parametrii dimensionali şi masici ai automobilului de proiectat, precum şi a subansamblelor acestuia.
3). Predimensionarea formei şi a dimensiunilor spaţiului util, inclusive a interiorului postului de conducere.
4). Întocmirea schiţei de organizare generală a automobilului de proiectat.5). Determinarea poziţiei centrului de masă al automobilului, atât la sarcină utilă nulă cât şi la sarcină
utilă maximă constructivă. Determinarea încărcăturilor la punţi şi a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere şi stabilitatea longitudinală a automobilului în strânsă legătură cu panta maximă impusă prin temă.
6). Alegerea anvelopelor si a jantelor.7). Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezistenţă a
aerului, a ariei secţiunii transversale maxime şi a randamentului transmisiei.8). Determinarea rezistenţei la înaintare şi a punţilor corespunzătoare în funcţie de viteza
automobilului. 9). Predeterminarea caracteristici de turaţie la sarcină totală a motorului din condiţia de viteză
maximă în palier, alegerea motorului ales.10). Predeterminarea şi definitizarea raportului de transmitere al transmisiei principale. Determinarea
raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze.
B. Materialul grafic va cuprinde
1). Schiţa de organizare generală a automobilului.2). Desenul de ansamblu sumar al automobilului în trei vederi (desen tehnic).3). Reprezentările grafice pentru:
Variaţia rezistenţelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare în funcţie de viteză; Caracteristica de turaţie la sarcină totală a motorului teoretic; Caracteristicile exterioare relative pentru două motoare similare şi pentru motorul teoretic; Caracteristica exterioară a motorului ales; Caracteristica de definitivare a raportului de transmitere al transmisiei principale.
2
CAPITOLUL I
Analiza unor modele similare de automobile faţă de cel pus în temă
1.1. Alegerea modelelor similare:
Am ales un numãr de noua modele similare, toate fiind echipate cu motoare cu aprindere prin scanteie, şi anume:
Tabel 1.1. Modele similare
Nr. Crt. Marca Model Nr. locuri Vmax[Km/h]M1. Ford Mondeo 5 190M2. Renault Megane 5 185M3. Peugeot 407 5 192M4. Renault Fluence 5 185M5. Renualt Symbol 5 185M6. Volkswagen Passat 5 190M7. Hyundai Accent 5 190M8. Dacia Logan 5 183M9. Volvo S40 5 185
S-a urmărit, în alegerea autoturismelor ce fac obiectul acestui proiect, numarul de locuri , viteza maximă în palier şi tipul motorului (motor cu aprindere prin scânteie). Cum numărul de locuri este acelaşi la toate automobilele am făcut o departajare după viteza maximă in palier.
Urmărind Fig 1.1 de mai jos putem observa că automobilul cu cea mai mare viteză în palier este Peugeot 407 (192 km/h), iar cea mai mică viteză dintre cele maxime aparţine Daciei Logan cu 183 km/h restul automobilelor având viteza de 185 km/h (4 modele) respective 190 km/h (3 modele).
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
180 185 190 195
190
185
192
185
185
190
190
183
185
Viteza maximă
Fig. 1.1 Viteza maximă in palier
3
1.2. Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori:
Tabel 1.2. Parametrii principali dimensionali:
4
5
Model
La la Ha E1/E2 LC1
C2 hs Lraportat
[mm][mm]
[mm]
[mm]/ [mm]
[mm]
[mm]
[mm] [mm] %
M1.
48441886
1500
1589/1605
2850
865
927
130
58,836
M2.
44981777
1457
1518/1514
2686
842
972
120
59,715
M3.
46911811
1447
1560/1526
2725
1029
922
150
58,090
M4.
46202037
1484
1541/1563
2702
908
1010
120
58,485
M5.
42611940
1439
1406/1385
2473
788
1001
140
58,038
M6.
47651820
1472
1552/1551
2710
862
1138
150
56,873
M7.
42801695
1470
1470/1460
2500
778
876
155
58,411
M8.
42501740
1534
1480/1470
263
777
843
155
61,882
Legendă:;La = Lungimea totalã a autovehiculului;la = Lăţimea totalã a autovehiculului;Ha = Ȋnălţimea maximă a autovehiculului;E1 = Encartamentul faţă al autovehiculului;E2 = Encartamentul spate al autovehiculului;L = Ampatamentul autovehiculului;C1 = Consola faţă a autovehiculului;C2 = Consola spate a autovehicului;Hs = Garda la sol a autovehiculului;
Lraportat = LLa
cât la %, din lungimea autovehiculului reprezintă ampatamentul; (1.1)
Parametrii acestor modele (ecartamentele, lungimea toatală, lăţimea, înălţimea, consolele spate respective faţă şi garda la sol) sunt luate din cataloagele luate de la producatori, (ele variând în funcţie de echipamentele exterioare instalate).
6
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
3900 4000 4100 4200 4300 4400 4500 4600 4700 4800 4900
4844
4498
4691
4620
4261
4765
4280
4250
4476
Lungimea autoturismului
Lungimea autoturismului [ mm ]
Auto
turis
mul
Fig. 1.2.1
Ȋn Fig. 1.2.1 s-a pus în evidenţă lungimea autoturismului (La). Aceasta variază între valoarea minimă de 4250 mm pentru modelul 8 (Dacia Logan) şi valoarea maximă de 4844 mm pentru modelul 1 (Ford Mondeo). Se poate observa că majoritatea autoturismelor depăşesc lungimea de 4400 mm ceea ce înseamnă că fac parte din clasa ……
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
0 500 1000 1500 2000 2500
1886
1777
1811
2037
1940
1820
1695
1740
1770
Lăţimea autoturismului
Lăţimea autoturismului [ mm ]
Aut
otur
ism
ul
Fig. 1.2.2.
Ȋn Fig.1.2.2 observăm că lăţimea autoturismului se învârte în jurul valorii de 1800 mm exceptând modelul 7 ( Hyundai Accent ) care are o lăţime de 1695 mm, cea mai mică dintre cele prezentate, şi modelul 4 ( Renaul Fluence ) care este cel mai lat din cele prezentate cu o lăţime de 2037.
7
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
1380 1400 1420 1440 1460 1480 1500 1520 1540 1560
1500
1457
1447
1484
1439
1472
1470
1534
1454
Ȋnălţimea autoturismului
Ȋnălţimea autoturismului [ mm ]
Auto
turis
mul
Fig. 1.2.3.
Ȋn Fig. 1.2.3 se poate observa că înălţimea autoturismelor alese este relativ mică, exceptând modelul 8 (Dacia Logan ) care are o înălţimea de 1534 mm cu aproximativ 100 mm mai înaltă faţă de modelul 5 ( Renault Symbol ), cel mai scund autoturism.
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
1300 1350 1400 1450 1500 1550 1600 1650
1589
1518
1560
1541
1406
1552
1470
1480
1535
Encartamentul faţă
Encartament faţă [ mm ]
Auto
turis
mul
Fig. 1.2.4.
Ȋn Fig. 1.2.4. s-a pus în evidenţă capacitatea de trecere a autoturismului şi anume encartamentul faţă, distanţa dintre roţile din faţă. Se poate observa că cea mai mica distanţă între roţi o are autoturismul care se situează pe locul second ca lătime si anume modelul 5 (Renaul Symbol). Cel mai mare encartament avandu-l modelul 1 (Ford Mondeo).
8
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
1250 1300 1350 1400 1450 1500 1550 1600 1650
1605
1514
1526
1563
1385
1551
1460
1470
1531
Encartament spate
Encartament spate [ mm ]
Auto
turis
mul
Fig. 1.2.5.
Cum era de aşteptat modelul 5 ( Renaul Symbol ) are cel mai mic encartament spate , 1385 mm , iar modelul 1 (Ford Mondeo) cel mai mare 1605 mm. Acest lucru se poate observa în Fig. 1.2.5.
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
2200 2300 2400 2500 2600 2700 2800 2900
2850
2686
2725
2702
2473
2710
2500
2630
2640
Ampatamentul
Ampatamentul [ mm ]
Auto
turis
mul
Fig. 1.2.6.
Observăm în Fig. 1.2.6. că cel mai mare ampatament îl are modelul 1 ( Ford Mondeo ) cu valoare de 2850, ceea ce îi impune un spatiu mai mare de întoarcere. Nu acelaşi lucru se poate spune si despre modelul 5 ( Renaul Symbol ) care are cel mai mic ampatament , 2473 mm. Restul autoturismelor au valori apropiate de 2650 mm.
9
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
0 200 400 600 800 1000 1200
865
842
1029
908
788
862
778
777
867
Consolă faţă
Consolă faţă [ mm ]
Auto
turis
mul
Fig. 1.2.7.
Din Fig. 1.2.7. putem observa care autoturism are cel mai mare spaţiu destinat amplasării motorului. Cel mai ‘generos’ spaţiu îl oferă modelul 3 ( Peugeot 407 ) cu o lungime a consolei faţă de 1029 mm. Cel mai redus spaţiu este oferit de catre modelul 8 ( Dacia Logan ) cu 777 mm.
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
0 200 400 600 800 1000 1200
927
972
922
1010
1001
1138
876
843
987
Consolă spate
Consolă spate [ mm ]
Auto
turis
mul
Fig. 1.2.8.
Figura 1.2.8 ne dă o idee asupra cui are cel mai lung spaţiu de depozitare. Modelul 6 ( Volkswagen Passat ) are o lungime a consolei spate de 1138 mm, cu aproximativ 300 mm mai mult decăt modelul 8 ( Dacia Logan ) care are 843 mm.
10
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180
130
120
150
120
140
150
155
155
145
Garda la sol
Garda la sol [mm]
Auto
turis
mul
Fig. 1.2.9.
Ȋn Fig. 1.2.9 se poate observa că modelele 8 şi 7 ( Dacia Logan şi Hyundai Accent ) au cele mai mari capacităţi de trecere peste denivelări. Amandoua autoturismele au o gardă la sol de 150 mm. Cele mai mici capacităţi de trecere o au modelele 2 şi 4 ( Renault Megane şi Fluence ).
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
54.000 55.000 56.000 57.000 58.000 59.000 60.000 61.000 62.000 63.000
58.836
59.715
58.090
58.485
58.038
56.873
58.411
61.882
58.981
Lungimea raportată [ % ]
Lungimea raportata [ % ]
Auto
turis
mul
Fig. 1.2.10.
Fig. 1.2.10 ne arată cât la sută din lungimea totală a autoturismului se află intre cele doua punţia, mai exact cât % din lungime este destinat pasagerilor. Cel mai bun raport este oferit de modelul 8 ( Dacia Logan ) cu 61,88 % care depăşeşte cu aproximativ de 5 % modelul 6 ( Volkswagen Passat ).
11
1.3. Analiza principalilor parametrii masici:
Tabel 1.3. Parametrii masici
ModelMasa propriem0 [Kg]
Masa totalãma [Kg]
Masa utilãmu [Kg]
ηuξ[%]
M1. 1337 2050 713
0,652
53,3
M2. 1175 1750 575
0,671
48,9
M3. 1412 2020 608
0,699
43,1
M4. 1225 1790 565
0,684
46,1
M5. 1039 1682 543
0,618
52,3
M6. 1323 1960 637
0,675
48,1
M7. 1033 1580 547
0,654
52,9
M8. 1015 1600 585
0,634
57,6
M9. 1213 1800 587 0,6
48,
12
74
4
Legenda:
mo = masa proprie;ma = masa totalămu = masa utilă;
ηu = m0
ma = coeficinetul de tară; (1.2)
ξ = mu
m0 = raportul dintre masa utila şi cea proprie. (1.3)
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600
1337
1175
1412
1225
1039
1323
1033
1015
1213
Masa proprie
mo [kg ]
Auto
turis
mul
Fig. 1.3.1
Ȋn Fig.1.3.1. se poate observa că cel mai greu autoturism este modelul 3 (Peugeot 407) cu o masă de 1412 kg, iar cel mai uşor este modelul 8 (Dacia Logan) cu puţin peste o tona, 1015 kg.
13
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
5 50 500 5000
713
575
608
565
543
637
547
585
587
53.328
48.936
43.059
46.122
52.262
48.148
52.953
57.635
48.392
1337
1175
1412
1225
1039
1323
1033
1015
1213
mu [kg] ξ [%] mo [kg]
Auto
turis
mul
Fig.1.3.2
Ȋn Fig. 1.3.2. se poate observa că o dată cu creşterea masei proprii creşte si valoarea masei utile. Cele mai grele autoturisme au şi cele mai mari mase utile: modelele 1 (Ford Mondeo) 3 (Peugeot 407) şi 6 ( Volkswagen Passat ) au masele utile cuprinse între 608 kg şi 713 kg. Chiar dacă acestea sunt cele mai grele autoturisme asta nu inseamnă că au şi cel mai bun raport al masei utile pe masa proprie. Cu alte cuvinte se poate zica că modelul care poate să care aproximativ 60% din valoarea proprie este modelul 8 ( Dacia Logan ) , cel mai uşor autoturism.
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
0.560 0.580 0.600 0.620 0.640 0.660 0.680 0.700 0.720
0.652
0.671
0.699
0.684
0.618
0.675
0.654
0.634
0.674
Coef. de tară
ηu
Auto
turis
mul
Figura 1.3.1 Variatia coeficientul de tara.
14
1.4. Analiza principalilor parametrii energetici:
Tabel 1.4. Parametrii energetic:
Model
V h
[cm3]
Pm
a
x
[Kw]
nnp
[rotaţii/minut]
Mm
a
x
[Nm]
nnc
[rotaţii/minut]
Pspecific
ã
[Kw/Kg]
Plitricã
[Kw/cm3
]
M1.
1596 92 6300 160 4100 0,045 0,058
M2.
1598 82 6000 151 4250 0,047 0,051
M3.
1560 80 5500 153 4500 0,040 0,051
M4.
1598 82 6000 151 4250 0,046 0,051
M5.
1598 77 5750 148 3750 0,046 0,048
M6.
1598 75 5600 148 3800 0,038 0,047
M7.
1599 82 6000
124,5
4700 0,052 0,051
M8.
1598 77 5750 112 3750 0,048 0,048
M9.
1596 74 6000 150 4000 0,041 0,046
Legendă:V h = cilindreea ;Pmax = puterea maximă;nnp = turaţia de putere maximă;Mmax = momentul maxim;nnc = turaţia de moment maxim;
15
Pspecifică = Pmax
ma = puterea specifică; (1.4)
Plitrică = Pmax
V h = puterea litrică; (1.5)
1555 1560 1565 1570 1575 1580 1585 1590 1595 1600 160570
75
80
85
90
95
Cilindreea [ cm3 ]
Pute
rea
max
imă
[ kW
]
Fig. 1.4.1.
Ȋn Fig 1.4.1 se poate observa că aproximativ toate autoturismele au puterea maximă în preajma cilindreei de 1598 cm3 . Cea mai mare putere maximă o are modelul 1 (Ford Mondeo) 92 kW deşi are una dintre cele mai mici cilindree, 1596 cm3, exceptand modelul 3 ( Peugeot 407 ) care, deşi are cea mai mica cilindree , 1560 cm3, este a 3-a ca putere maximă.
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
5000 5200 5400 5600 5800 6000 6200 6400
6300
6000
5500
6000
5750
5600
6000
5750
6000
Turaţia la puterea maximă
Auto
turis
mul
Fig. 1.4.2
Ȋn Fig. 1.4.2 ne este arătat că majoritatea modelele alese ating puterea maximă la 6000 rotaţii/minut. Cea mai joasă turaţie la care se atinge puterea maximă este de 5500 rpm şi se găseşte la
16
modelul 3 ( Peugeot 407 ), model ce are şi una din cele mai mici puteri maxime. Cea mai mare turaţie la care se atinge puterea maximă este gasită la modelul 1 ( Ford Mondeo ), 6300 rpm, ceea ce este şi normal având în vedere că acest model are şi cea mai mare putere maximă, 92 kW.
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
100 1000 10000
160
151
153
151
148
148
124.5
112
150
4100
4250
4500
4250
3750
3800
4700
3750
4000
Culul maxim [ Nm ] Turatia [ rpm ]
Aut
otur
ism
ul
Fig. 1.4.3
Din Fig. 1.4.3 putem observa că modelul 1 ( Ford Mondeo ) are cel mai mare cuplu , 160 Nm, dar acesta nu se obţine la cea mai mare turaţie ci la o turaţie relativ normală faţă de celelalte modele, 4100 rpm. Chiar dacă are o turaţie ridicată, 4700 rpm, modelul 7 (Hyundai Accent) are unul din cele mai joase cupluri, 124,5 Nm.
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
0.000 0.010 0.020 0.030 0.040 0.050 0.060
0.045
0.047
0.040
0.046
0.046
0.038
0.052
0.048
0.041
Puterea specifică
P specifica [Kw/Kg]
Auto
turis
mul
Fig. 1.4.4
17
M1.
M2.
M3.
M4.
M5.
M6.
M7.
M8.
M9.
0.000 0.010 0.020 0.030 0.040 0.050 0.060 0.070
0.058
0.051
0.051
0.051
0.048
0.047
0.051
0.048
Puterea litrică
P litricã [Kw/cm3]
Auto
turis
mul
Fig. 1.4.5.
18
1.5. Analiza particularităţilor constructive ale modelelor similare
Modelul 1 – Ford Mondeo:- Tipul suspensiei: faţă – sistem independent MacPherson;
spate – sistem independent “Control Blade”;- Transmisia: Manuală în 5 trepte;- Sistem frânare: faţă – Discuri ventilate;
spate – Discuri ventilate;- Tip motor: M.A.S. 4 cilindri în linie DOHC (Double OverHead Cam) , 16 supape- Tipul injecţiei: Electronic multipunct.
Modelul 2 – Renault Megane:- Tipul suspensiei: faţă – tip Pseudo MacPherson cu braţ inferior rectangular şi bară antiruliu;
spate – ax suplu cu puncte de fixare exterioare şi epură programată – resorturi elicoidale ;
- Transmisia: Manuală în 5 trepte;- Sistem frânare: faţă – Discuri ventilate;
spate – Discuri pline;- Tip motor: M.A.S. 4 cilindri în linie DOHC (Double OverHead Cam) , 16 supape- Tipul injecţiei: Multipunct.
Modelul 3 – Peugeot 407:- Tipul suspensiei: faţă – Pseudo MacPherson;
spate – traversă deformabila;- Transmisia: Manuală în 5 trepte;- Sistem frânare: faţă – Discuri ventilate;
spate – Discuri pline;- Tip motor: M.A.S. 4 cilindri în linie DOHC (Double OverHead Cam) , 16 supape- Tipul injecţiei: Common rail.
Modelul 4 – Renaul Fluence:- Tipul suspensiei: faţă – Pseudo MacPherson cu braţ inferior şi bară antiruliu;
spate – ax semi rigid;- Transmisia: Manuală în 5 trepte;- Sistem frânare: faţă – Discuri ventilate;
spate – Discuri pline;- Tip motor: M.A.S. 4 cilindri în linie DOHC (Double OverHead Cam) , 16 supape- Tipul injecţiei: Multipunct.
Modelul 5 – Renaul Symbol:- Tipul suspensiei: faţă – Pseudo MacPherson;
spate – ax suplu cu epura programată;- Transmisia: Manuală în 5 trepte;- Sistem frânare: faţă – Discuri ventilate;
spate – Tamburi;- Tip motor: M.A.S. 4 cilindri în linie DOHC (Double OverHead Cam) , 16 supape- Tipul injecţiei: Multipunct.
Modelul 6 – Volkswagen Passat:- Tipul suspensiei: faţă – MacPherson;
spate – suspensie independent Multilink;- Transmisia: Manuală în 5 trepte;
19
- Sistem frânare: faţă – Discuri ventilate;spate – Discuri pline;
- Tip motor: M.A.S. 4 cilindri în linie DOHC (Double OverHead Cam) , 16 supape- Tipul injecţiei: Injecţie directă.
Modelul 7 – Hyndai Accent:- Tipul suspensiei: faţă – Pseudo MacPherson;
spate – punte semi rigid;- Transmisia: Manuală în 5 trepte;- Sistem frânare: faţă – Discuri ventilate;
spate – Discuri pline;- Tip motor: M.A.S. 4 cilindri în linie DOHC (Double OverHead Cam) , 16 supape- Tipul injecţiei: Multipunct.
Modelul 8 – Dacia Logan:- Tipul suspensiei: faţă – MacPherson cu braţ triunghiular;
spate – Punte in H cu profil deformabil şi epură programată, cu resorturi elicoidale;
- Transmisia: Manuală în 5 trepte;- Sistem frânare: faţă – Discuri pline;
spate – Tambur;- Tip motor: M.A.S. 4 cilindri în linie DOHC (Double OverHead Cam) , 16 supape- Tipul injecţiei: Multipunct.
Modelul 9 – Volvo S40:- Tipul suspensiei: faţă – Pseudo MacPherson;
spate – Suspensii mai rigide cu bare anti-ruliu mai groase;- Transmisia: Manuală în 5 trepte;- Sistem frânare: faţă – Discuri ventilate;
spate – Discuri pline;- Tip motor: M.A.S. 4 cilindri în linie DOHC (Double OverHead Cam) , 16 supape- Tipul injecţiei: Multipunct.
1.6. Stabilirea tipului de autoturism ce se va proiecta conform cerinţelor temei
Autoturismul ce se va proiecta este un autoturism cu caroserie de tip berlină, cu o viteză maximă de 185 km/h şi cu un număr de 5 locuri, conform temei de proiectare.
Din analiza modelelor similare am optat pentru alegerea unei soluţii de organizare "totul faţă". Motorul va fi unul cu aprindere prin scânteie cu 4 cilindrii în linie, iar în privinţa schimbătorului de viteză vom considera schimbătorul de viteze manual, în trepte. Alte proprietăţi constructive ale autoturismului sunt : sistem de frânare cu discuri pentru roţile punţii faţă şi spate, iar ambreiajul va fi monodisc uscat.
20
CAPITOLUL IIStudiul organizării generale şi a formei constructive pentru automobilul impus prin
tema
2.1. Predeterminarea principalilor paramatri dimensionali ai autovehiculului de proiectat
Pentru predeterminarea principalilor parametrii dimensionali şi masici ai autovehiculului se folosesc datele de la modele similare şi se face o prelucrare statistică a acestor date, pe baza căreia rezultă valoarea căutată pentru autoturismul din proiect.Prelucrarea statistică este bazată pe “Metoda intervalului de încredere” şi se va efectua în mod
tabelar.Prin această metodă se determină, pentru fiecare dimensiune în parte, un interval de încredere din
care se poate alege dimensiunea respectivă pentru autoturismul de proiectat, valoarea respectivă poate fi aleasă din acest interval.
Etapele “Metodei intervalului de încredere” sunt următoarele:
2.1.1. Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similar alese, pentru parametru xj :
x=∑j=1
Nms
x j
Nms
, unde xj = valoarea cunoscută a parametrului de la modelul j; (2.1)
Nms = numărul de modele similar la care se cunoaşte valoarea parametrului x.
Ex. : Lungimea totală:
La=∑j=1
9
La j
9=4844+4498+4691+4620+4261+4765+4280+4250+4476
9=4520,6mm
Urmărind acelaşi principiu s-a completat tabelul urmator:
La la H a E1 E2 L C1 C2 hs[ mm ]
[ mm ]
[ mm ]
[ mm ]
[ mm ]
[ mm ]
[ mm ]
[ mm ]
[ mm ]
x
4520,6
1830,7
1473,0
1516,8
1511,7
2657,3
857,3
964,0
140,6
Tabel 2.1 Media valorilor cunoscute
21
Legendă:La = Lungimea totală medie;la = Lăţimea totală medie;H a = Ȋnălţimea totală medie;E1 = Encartament faţă mediu;E2 = Encartament spate mediu;L = Ampatament mediu;C1 = Consolă faţă medie;C2 = Consolă spate medie;hs = Garda la sol medie.
22
2.1.2. Calculul abaterii medii pătratice a valorilor parametrului xj :
Sx=√∑j=1
N ms
(x j−x )
Nms−1
, unde , xj = valoarea cunoscută a parametrului de la modelul j; (2.2)
Nms = numărul de modele similar la care se cunoaşte valoarea parametrului x;x = valoarea medie a parametrului.
Ex. : Lungimea totală:
SLa=√∑j=1
9
(La−La )
8=√ ( 4844−4520,6 )2+( 4498−4520,6 )2+(4691−4520,6 )2+ (4620−4520,6 )2+( 4261−4520,6 )2+ (4765−4520,6 )2+ (4280−4520,6 )2+( 4250−4520,6 )2+(4476−4520,6 )2
8=224,8mm
Urmărind acelaşi principiu s-a completat tabelul urmator:
SLa Sla SH aSE1
SE2SL SC1
SC2Shs
[ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ]Sx 224,8 106,8 29,6 56,0 65,1 115,7 79,1 86,5 14,0
Tabel 2.2 Abaterea medie pătratică
Legendă:
SLa = abaterea medie pătratică a lungimii totale; Sla = abaterea medie pătratică a lăţimii totale;SH a
= abaterea medie pătratică a înălţimii totale;SE1
= abaterea medie pătratică a encartamentului faţă;SE2
= abaterea medie pătratică a encartamentului spate;SL = abaterea medie pătratică a ampatamentului;SC1
= abaterea medie pătratică a consolei faţă;SC2
= abaterea medie pătratică a consolei spate;
23
Shs = abaterea medie pătratică a gardei la sol.
24
2.1.3 Calculul coeficientului de variaţie a valorilor parametrului respective.
C vx=S x
x∙100 [%] , unde Sx este abaterea medie pătratică; (2.3)
x = valoarea medie a parametrului.
Ex. : Lungimea totală:
C v La=SLa
La∙100= 224.8
4520.6∙100=5%
Urmărind acelaşi principiu s-a completat tabelul urmator:
C v La C v la C v Ha C v E1 C v E2 C v L C v C 1 C v C 2 C v hs
[ % ] [ % ] [ % ] [ % ] [ % ] [ % ] [ % ] [ % ] [ % ]C v x 5,0 5,8 2,0 3,7 4,3 4,4 9,2 9,0 10,0
Tabel 2.3 Coeficientul de variaţie
Legendă:
C v La = Coeficientul de variaţie al lungimii totale; C v la = Coeficientul de variaţie al lăţimii totale;C v Ha= Coeficientul de variaţie al înălţimii totale;C v E1= Coeficientul de variaţie al encartamentului faţă;C v E2= Coeficientul de variaţie al encartamentului spate;C v L = Coeficientul de variaţie al ampatamentului;C v C 1= Coeficientul de variaţie al consolei faţă;C v C 2= Coeficientul de variaţie al consolei spate;C v hs= Coeficientul de variaţie al gardei la sol.
2.1.4 Determinarea intervalului de încredere pe baza inegalităţii
|xales−x|<t (P;k ) ∙Sx
√Nms
, unde k = Nms – 1; (2.4)
în care “t” se alege din tab IV şi va avea valoarea t = 2.306.
˙I x=(x−t ∙ Sx
√N ms
, x+t ∙Sx
√N ms) (2.5)
Ex. : Lungimea totală:
La−t ∙SLa
√N ms
=4520.5−2.306 ∙224.8√8
=4347.8mm
¿ La+t ∙SLa
√Nms
=4520.5+2.306 ∙224.8√8
=4693.3mm}→ I La=(4347.8 4693.3 )
25
Urmărind acelaşi principiu s-a completat tabelul urmator:
IntervalulI La (4347.8 ; 4693.3)I la (1748.5 ; 1912.8)IH a (1450.2 ; 1495.8)IE1 (1473.8 ; 1559.8)IE2 (1461.6 ; 1561.7)I L (2568.4 ; 2746.3)IC 1 (796.6 ; 918.1)IC 2 (897.5 ; 1030.5)I hs (129.8 ; 151.3)
Tabel 2.4 Intervalul de încredere.
Legendă:
I La= intervalul de încredere al lungimii totale;
I la = intervalul de încredere al lăţimii totale;IH a
= intervalul de încredere al înălţimii totale;IE1= intervalul de încredere al encartamentului faţă;IE2= intervalul de încredere al encartamentului spate;I L = intervalul de încredere al ampatamentului;IC 1= intervalul de încredere al consolei faţă;IC 2= intervalul de încredere al consolei spate;I hs= intervalul de încredere al gardei la sol.
2.1.5 Alegerea valorii parametrului de interval , x∈ I x .
La la Ha E1 E2 L C1 C2 hs
[ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ] [ mm ]x ales 4498 1777 1457 1518 1514 2686 842 972 120
Tabelul 2.5. Predeterminarea valorilor principalilor parametri dimensionali exterior.
26
2.2. Predeterminarea principalilor paramatri masici ai autovehiculului de proiectat
Parametru masic ce va fi calculat este masa proprie mo a carui valoare se determină folosind metoda intervalului de încredere.
a) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similar alese, pentru marametrul masa proprie:
x=∑j=1
Nms
x j
Nms
, unde xj = valoarea cunoscută a parametrului de la modelul j; (2.1)
Nms = numărul de modele similar la care se cunoaşte valoarea parametrului x.
m0=∑j=1
9
m0
9=1337+1175+1412+1225+1039+1323+1033+1015+1213
9=1196.9 kg
b) Calculul abaterii medii pătratice a valorilor parametrului respectiv:
Sx=√∑j=1
N ms
(x j−x )
Nms−1
, unde , xj = valoarea cunoscută a parametrului de la modelul j; (2.2)
Nms = numărul de modele similar la care se cunoaşte valoarea parametrului x;x = valoarea medie a parametrului.
Sm0=√∑j=1
9
(m0−m0 )
8=√ (1337−1196.9)2+(1175−1196.9 )2+ (1412−1196.9 )2+(1225−1196.9)2+(1039−1196.9)2+(1323−1196.9)2+(1033−1196.9)2+(1015−1196.9 )2+(1213−1196.9 )2
8=145kg
c) Determinarea intervalului de încredere pe baza inegalitaţii:
|xales−x|<t (P;k ) ∙Sx
√Nms
, unde k = Nms – 1; (2.4)
în care “t” se alege din tab IV şi va avea valoarea t = 2.306.
˙I x=(x−t ∙ Sx
√N ms
, x+t ∙Sx
√N ms) (2.5)
27
m0−t ∙Sm0
√Nms
=1196.9−2.306 ∙145√8
=1085.4kg
¿m0+t ∙Sm0
√Nms
=1196.9+2.306 ∙145√8
=1308.3kg}→I La=(1085.4 1308.3 )
Din intervalul de încredere determinat alegem m0 = 1175 kg. Această valoare este egală cu cea a modelului preferenţial 2 (Renault Megane).
28
Masa utilă se obţine folosind expresia de mai jos:mu = 75 + 68 ∙ n + mbag = 75 + 68 ∙ 5 + 160 = 575 kg (2.6)
Masa totală a autoturismului va fi suma masei proprii şi a masei utile calculate anterior:ma = mo + mu = 1175 + 575 = 1750 kg (2.7)
2.3. Determinarea principalilor paramatri dimensionali şi masici al principalelor subansambluri ce compun autoturismul propus prin temă.
Ponderile maselor subansamblurilor autoturismului se raportează la masa proprie uscată mo şi sunt centralizate în Tabelul 2.6.
Autoturismul dat prin tema de proiectare are masa proprie aleasă m0 = 1175 kg si se încadrează în clasa medie (1150-1499) kg.
Nr.Crt.
Denumire subansamblu
Ponderile maselor subansamblurilor autoturismului
Masa subansamblurilor autoturismului
1 Motor - tramsmisie 20,30 2392 Motor fără instalaţie electric 0 03 Rezervor combustibil 0,7 84 Sistem de evacuare 2,2 265 Ambreiaj 0 06 Schimbător de viteze 5 597 Suspensie faţă 7,2 858 Suspensie spate 5,10 609 Sistem de direcţie 1,7 20
10Instalaţie electric şi baterie de acumulatori
1,7 20
11 Roţile 6,1 7212 Caroserie, uşi şi geamuri 41 48213 Tramsmisie cardanică 0 23914 Echipament auxiliar 1,2 1415 Apă şi ulei 1,5 1816 Combustibil 4 4717 Masă scaune faţă 1,2 1018 Masă pernă banchetă spate 0,6 719 Masă spătar banchetă spate 0,6 6
TOTAL 100 % 1175 kgTabel 2.6. Ponderile maselor subansamblurilor automobilelor.
29
CAPITOLUL IIIStudiul organizării generale ş i al formei constructive pentru autovehiculul de
proiectat
3.1 Predeterminarea formei şi a dimensiunilor spaţiului util
Predeterminarea formei şi a dimensiunilor spaţiului util trebuie să aibă în vedere condiţiile de ergonomicitate. Aceste condiţii se referă la dimensionarea cât mai corectă a spaţiului util, astfel încât pasagerii, dar mai ales conducătorul auto să aibă acces facil la toate comenzile autovehiculului, să fie supuşi la solicitări fizice cât mai mici (solicitări care ar putea duce la apariţia bolilor profesionale) în timpul utilizării acestuia şi să asigure, în acelaşi timp, o vizibilitate corespunzătoare pentru o conducere sigură.
3.2 Principalele dimensiuni interioare ale autoturismului
Acest subcapitol va avea ca obiectiv prezentarea următorele caracteristici dimensionale:a) Organizarea şi dimensiunile postului de conducere;b) Dimensiunile volumului util;c) Verificarea scaunelor şi a banchetei pentru pasageri cu ajutorul manechinului bidimensional.
3.2.1 Manechinul bidimensional şi postul de conducere
Manechinul bidimensional se execută la scara, din folie de dural sau plastic acrilic şi reprezintă conturul fizic al unui adult de sex masculin.
Sunt folosite 3 (trei) manechine diferenţiate prin lungimile segmentelor piciorului “ls” pentru gambă şi “lt” pentru coapsă, deoarece s-a constatat că dimensiunile torsului variază nesemnificativ. Cele 3 (trei) manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificaţia acestui procentaj este următoarea:
- pentru manechinul cu procentaj 90 înseamnă că dintr-un număr de adulţi, 90% dintre ei au lungimile segmentelor “ls” şi “lt” mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin;
- pentru manechinul cu procentaj 50, 50% din numărul de adulţi au lungimile segmentelor “ls” şi “lt” mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin;
- pentru manechinul cu procentaj 10, 10% din numărul de adulţi au lungimile segmentelor “ls” şi “lt” mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin.
Numărul de adulti s-a stabilit după criterii statice.
Dimensiunile segmentelor “ls”şi “lt”sunt centralizate în tabelul de mai jos:
Tipodimensiunea manechinului[procentaje]
10% 50% 90%
ls [mm] 390 417 444
lt [mm] 408 432 456
Dimensiunile principale ale postului de conducere şi limitele de amplasare a organelor de comandă la autoturisme se aleg conform STAS 6689/1-88. Modul de amplasare a comenzilor manual, a indicatoarelor de funcţionare şi a semnalizatoarelor de control este recomandat de SR ISO 4040:1995.
Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducere şi valoarea aleasă sunt prezentate în tabelul 3.1
30
Tabelul 3.1 Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducere
Nr.Crt. DimensiuneaLimita de modificare
Valoarea aleasa
1 Unghiul de inclinare spre inapoi, β [°] 9 ... 33 24
2Distanta verticala de la punctul R la punctul calcaiului, Hz [mm]
130 ... 320 302
3 Cursa orizontala a punctului, R [mm] min 130 1404 Diametrul volanului, D [mm] 330 ... 600 3305 Unghiul de inclinare a volanului, α [°] 10 ... 70 13
6Distanta orizontala intre centrul volanului si punctul calcaiului, Wx [mm]
660 ... 752 708
7Distanta verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului, Wz [mm]
530 ... 838 530
Ţinânsu-se cont de mărimile prezentate mai sus s-a realizat manchinul bidimensional cu procentaj 90
3.2.2 Predeterminarea spaţiului util propriu-zis
Spaţiul util propriu-zis se organizează utilizând aceleaşi condiţii ergonomice cu cele din subcapitolul 3.1. Pentru scaunul pasagerului din dreapta se utilizează aceleaşi date ca cele pentru scaunului conducătorului autovehiculului. Pentru pasagerii din spate nu există norme, dar vom prelua şi aici informaţiile de la postul de conducere.
Conform temei de proiectare autovehiculul va dispune de 5 locuri, habitaclul fiind împărţit în două zone: zona din faţă cu cele două locuri ale conducătorului şi pasagerului din dreapta şi zona din spate cu 3 locuri. Bancheta din spate a fost dimensionată folosind date de la modele similare, pasagerii din spate dispunând de un spaţiu util cu puţin mai mic decât al celui din faţă. Manechinii folosiţi sunt aceeaşi manechini bidimensionali prezentaţi în capitolul 3.2.1 .
3.2.3 Dimensiunile volumului util31
Dimensiunile portbagajului,furgonului, benei sunt stabilite în funcţie de tipul,destinaţia şi construcţia automobilului. Dintre dimensiunile care caracterizează aceste zone ale autoturismului se menţionează:
-mărimea volumului util exprimat în dm3 sau în m3;-dimensiunile volumului util; lungime , lăţime, înălţime exprimate în [mm];-volumul şi dimensiunile unor elemente constructive care opturează volumul util: de exemplu
pasajele roţilor, lăcaşul roţilorde rezervă;-nivelul suprafeţei utile faţă de sol exprimate în [mm];
Volumul util este unul destul de generos având o valoare de 2 m3 . Acest lucru e posibil din cauza lungimii destul de mare al portbagajului , 1700 mm şi a unui înălţimi la fel de generoase, 1054 mm. Lăţimea portbagajului este mai scută cu câţiva milimetri dacât lăţimea autoturismului şi anume, 1120 mm. Acest volum util se poate mării prin rabatarea în totalitate a banchetei din spate. Dacă lungimea nu prea contează lăţimea care trebuie sa o aibă bunul transportat nu trebuie să depăsească 1060 mm, acelt lucru e cauzat de opritorile ce delimitează bancheta de portbagaj.
3.2.4 Ȋntocmirea schiţei de organizare generală
Schiţa de organizare generală se realizează la o scară convenabilă. Roţile sunt situate la distanţa ampatamentului L care este cunoscut ( L = 2686 mm ). Pentru întocmirea schiţei de organizare generală ţinem cont de următoarele subansamble: motor, schimbător de viteze, punte faţă , punte spate, sistem de evacuare, rezervorul de combustibil, roata de rezervă.
Schiţa de organizare generală este prezentaţă în figura 3.2.4.1. şi în ea au fost folosite următoarele notaţii :
1- radiator;2- baterie cu acumulatori;3- cutie de viteze; 4- suspensie faţă;5- ambreiaj;
6- motor;7- suspensie spate;8- rezervor;9- sistem de evacuare;
32
Figura 3.2.4.1 Schiţa de organizare general – vedere lateral;
33
Figura 3.2.4.2 Schiţa de organizare general – vedere de sus;
34
Figura 3.2.4.2 Schiţa de organizare general – vedere frontală;
35
CAPITOLUL IV
Determinarea poziţiei centrului de masă al automobilului, atât la sarcină utilă nulă cât şi la sarcină utilă maximă constructivă
Determinarea poziţiei centrului de masă al atomobilului presupune aflarea centrului de masă al caroseriei şi al subansamblurilor.
4.1. Poziţia centrului de masă al caroseriei
Poziţia centrului de greutate al caroseriei se poate determina experimental prin metode cunoscute, într-un mod aproximativ. Fiecare parte a caroseriei se va cuprinde într-un deptrungi sau trapeze şi pentru fiecare din suprafeţele aferente acestor figure se va determina centrul de greutate. Pentru simplitate, se va considera că centrul de greutate se află la intersecţia diagonalelor.
Datele necesare aflării centrului de masă al caroseriei sunt centralizate în tabelul de mai jos.
Nr. Crt.
Subansamblu mj xj zj
[kg] [mm] [mm]1 Aripă faţă + capotă 125 -231,79 476,232 Uşă faţă 56 1002,18 495,993 Uşă spate 56 1870,13 454,594 Aripă spate + portbagaj 125 2978,26 560,055 Parbriz + plafon + lunetă + geamuri uşi 120 1870,13 1103,07Total 1100 7488,91 3089,93
Tabel 4.1. Tabel centralizator pentru determinarea poziţiei centrului de masă al caroseriei
Coordonatele centrului de masă al caroseriei automobilului sunt date de relaţiile:
xG=∑j=1
Ns
x j ∙m j
∑j=1
Ns
m j
şi zG=∑j=1
Ns
z j ∙m j
∑j=1
Ns
m j
(4.1)
în care mj este masa subansamblului ‘j’, în kg;xj , zj - coordonatele centrului de masă al subansamblului j, faţă de sistemul de axe xOz, ales în mm.
Efectuând calculele vom abţine poziţia centrului de masă al caroseriei:
xG=1511,6mmz j=653,8mm
36
Figura 4.1. Centru de greutate al caroseriei
37
4.2. Poziţia centrului de masă al autoturismului neîncărcat
Poziţia centrului de greutate al autoturismului se va alfla folosind metoda prezentată la subcapitolul 4.1.
Datele necesare aflării centrului de masă al autoturismului neîncărcat sunt centralizate în tabelul de mai jos.
Nr. crt.
Subansambluri m j x j z j x j ∙m j z j ∙m j
[kg] [mm] [mm] [mm kg] [mm kg]1 Motor 239 0,45 543,6 107,55 129920,42 Rezervor combustibil 8 2959,75 263,75 23678 21103 Sistem de evacuare 26 1903,17 164,44 49482,42 4275,444 Ambreiaj 9 83,58 489,28 752,22 4403,525 Cutie de viteze 59 83,58 489,28 4931,22 28867,526 Suspensie faţă 85 56,55 543,48 4806,75 46195,87 Suspensie spate 60 2690,51 418,79 161430,6 25127,48 Baterie de acumulatori 20 -175,06 741,58 -3501,2 14831,69 Caroserie, uşi şi geamuri 482 7488,91 3089,93 728573,7 315135,910 Radiator 14 -429,09 485,24 -6007,26 6793,3611 Scaun sofer + sofer 85 1168,26 673,7 99302,1 57264,512 Banchetă spate 13 2049,31 494,82 26641,03 6432,66Total 1100 17879,9 8397,89 1090197,14 641358,08
Tabel 4.2. Tabel centralizator pentru determinarea poziţiei centrului de masă al autoturismului neîncarcat. Observăm că suma maselor autoturismului neîncărcat este egală cu 1100. Restul componentelor până
la m0=1175 am considerat că nu influenţează poziţia centrului de masă.
Coordonatele centrului de masă al automobilului neîncărcat sunt date de relaţiile:
xG=∑j=1
Ns
x j ∙m j
∑j=1
Ns
m j
şi zG=∑j=1
Ns
z j ∙m j
∑j=1
Ns
m j
(4.1)
în care mj este masa subansamblului ‘j’, în kg;xj , zj - coordonatele centrului de masă al subansamblului j, faţă de sistemul de axe xOz, ales în mm.
Efectuând calculele vom abţine poziţia centrului de masă al automobilului neîncărcat:
xG=991,1mmz j=583,1mm
38
Figura 4.2. Centru de greutate al autoturismului neîncărcat
39
4.3. Poziţia centrului de masă al autoturismului încărcat
Poziţia centrului de greutate al autoturismului se va alfla folosind metoda prezentată la subcapitolul 4.1.
Datele necesare aflării centrului de masă al autoturismului încărcat sunt centralizate în tabelul de mai jos.
Nr.crt.
Subansambluri m j x j z j x j ∙m j z j ∙m j
[kg] [mm] [mm] [mm kg] [mm kg]1 Motor 239 0,45 543,6 107,55 129920,42 Rezervor combustibil 8 2959,75 263,75 23678 21103 Sistem de evacuare 26 1903,17 164,44 49482,42 4275,444 Ambreiaj 9 83,58 489,28 752,22 4403,525 Cutie de viteze 59 83,58 489,28 4931,22 28867,526 Suspensie faţă 85 56,55 543,48 4806,75 46195,87 Suspensie spate 60 2690,51 418,79 161430,6 25127,48 Baterie de acumulatori 20 -175,06 741,58 -3501,2 14831,69 Caroserie, uşi şi geamuri 482 7488,91 3089,93 728573,7 315135,910 Radiator 14 -429,09 485,24 -6007,26 6793,3611 Scaun sofer + sofer 85 1168,26 673,7 99302,1 57264,512 Banchetă spate 13 2049,31 494,82 26641,03 6432,6613 3 pasageri spate 225 2049,31 673,7 461094,75 151582,514 1 pasager faţă 75 1168,26 673,7 87619,5 50527,515 Încarcătură 275 2996,16 713,13 790944 196110,75
Total 1750 24093,65 10458,42 2429855,39 1039578,8 Tabel 4.3. Tabel centralizator pentru determinarea poziţiei centrului de masă al autoturismului încărcat.
Coordonatele centrului de masă al automobilului încărcat sunt date de relaţiile:
xG=∑j=1
Ns
x j ∙m j
∑j=1
Ns
m j
şi zG=∑j=1
Ns
z j ∙m j
∑j=1
Ns
m j
(4.1)
în care mj este masa subansamblului ‘j’, în kg;xj , zj - coordonatele centrului de masă al subansamblului j, faţă de sistemul de axe xOz, ales în mm.
Efectuând calculele vom abţine poziţia centrului de masă al automobilului încărcat:
a=1388,5mmb=1297,5mmh=594,1mm
40
Figura 4.3. Centru de greutate al autoturismului încărcat
41
4.4. Ȋncărcările statice la cele două punţi
Distribuţia încărcărilor statice la punţi influenţează hotărâtor performanţele de tracţiune, stabilitatea, maniabilitatea şi confortul la oscilaţii.
Ȋncărcările statice la cele doua punţi sunt date de relaţiile următoare:
G1,0=b0
L∙G 0 şiG2,0=
a0
L∙G0 ; (4.2)
G1=bL∙G a şiG 2=
aL∙Ga , (4.3)
unde: - a0 , b0 sunt distanţele de la centru de greutate la puntea faţă respectiv spate când automobilul este neîncărcat;- a , b sunt distanţele de la centru de greutate la puntea faţă respectiv spate când automobilul este încărcat;
Ȋncărcările relative sau procentuale la punţi se calculează cu următoarele formule:
G0 j%=G0 j
G0
100 [ % ] ,G j%=G j
G a
100 [ % ], (4.4)
Rezultatele obţinute sunt centralizate în tabelul de mai jos:
Tipul Puntea faţă [N] Procentual [%] Puntea spate [N] Procentual [%]Neîncărcat G1,0=707,6 65,6% G2,0=413,7 34,4%Ȋncărcat G1=861,7 46,3% G2=922,2 53,7%
Tabel 4.4 Centre de greutate ale automobilului.
Se remarcă faptul că puntea spate este mai încărcată, ceea ce are efect nefavorabil asupra stabilităţii şi maniabilităţii. Pentru a se asigura o stabilitate si maniabilitate corespunzătoare trebuia ca încărcările pe punţi sa fi fost astfel încât automobilul să prezinte caracter subvirator, dar acest lucru s-ar fi realizat dacă am fi mărit ampatamentul, ceea ce ar diminua încărcarea la puntea din spate, dar lungimea şi masa autoturismului ar creşte, aceesta fiind preţul platit pentru a se realiza compactitate maximă.
4.5. Solicitările asupra drumului
Pentru aprecierea solicitării drumului din punctual de vedere al încărcărilor la punţi se utilizează următoarea mărime:
F sol=∑j=1
N p
G j4
10 ∙Ga
[1 03daN ], (4.5)
unde, Np este numărul de punţi;Gj şi Ga se exprimă în 103 daN.
42
F sol=0,511+0,67
10 ∙1,75=0,067 daN
4.6. Verificarea capacităţii de trecere şi a stabilităţii longitudinale
Voi verifica stabilitatea longitudinală a autoturismului cât şi cea la patinare sau alunecare. Unghiul pantei maxime este: 32%; α pmax=arctg (pmax), (4.6)
α pmax=arctg( 32100 )=17,70
.
Unghiul limită la patinare este dat de relatia 4.7:
tg α pa=φx ∙
bL
1+hgL∙φx
(4.7)
tg α pa=0,8∙
1297,52686
1+594
2686∙0,8
=0,3283→α pa=18,170
Se consideră că autoturismul se deplasează pe un drum cu inclinaţia maximă (care face cu orizontala unghiul α pmax ). La urcarea pantei, reacţiunea normală la puntea din faţă scade. Ȋn acest moment roţile punţii din faţă încep să piardă contactul cu calea producându-se astfel răsturnarea longitudinală, care are loc în jurul unei axe transversale. Ȋn aceste condiţii, unghiul limită de răsturnare va fi dat de relaţia:
α pr=arctg( bL ); (4.8)
α pr=arctg( 1297,52686 )¿65,40
Condiţia de stabilitate longitudinal, la deplasarea automobilului pe panta maximă impusă este:
α pr≥α pa≥α pmax; (4.9)
α pr≥α pa≥α pmax≡65,40≥18,20≥17,70, de unde treagem concluzia că automobilul îndeplineşte toate condiţiile pentru stabilitatea longitudinală.
4.7. Alegerea pneurilor şi stabilirea caracteristicilor acestora
Pneurile automobilelor se fabric într-o mare varietate de tipuri şi de dimensiuni , care se realizează în concordanţă cu anumite norme şi standarde.
43
Ȋncărcarea static pe pneu corespunde sarcinii utile maxime calculate, şi aceasta se calculează cu relaţia:
Zpj=G j
N pnj
, j=1, N p , (4.10)
unde: Npnj este numărul de pneuri la puntea j.
Zp1=861,7
2=430,85N
Zp2=922,2
2=461,10N
Capacitatea portantă necesară a pneului va fi:
Q pnec=(maxZ pj )/kq, unde kq = 0,90 pentru autoturisme; (4.11)
Q pnec=461,10,90
=512,3 kg
Pentru această valoare se alege o anvelopă cu următoarele caracteristici:- dimensiune: 205/65 R16- marcă: Bridgestone- model: Potenza RE040- indicele de sarcină: 85 (515 kg)- indicele de viteză:H (210 km/h)Anvelopa este de tip ,,tubeless”, în acest caz nu se foloseşte cameră de aer decât pentru
operaţii de depanare.
Aşadar anvelopa aleasă este: 205/65 R16 85 H
a) lăţimea secţiunii pneului:Bu=205mm ;
b) diametrul exterior, De, şi raza liberă, r0, în mm:HBu
=0,65→H=205 ∙0,65=133mm, unde H este înalţimea balonului (4.12)
De=2∙ H+Bu=266+205=471mm (4.13)r0=0,5 ∙De=235,5mm (4.14)
c) raza static:
r s=r0−f z=rr
1,02= 220
1,02=215,8mm, (4.15)
d) raza de rularerr=λ ∙ r0=0,935 ∙235,5=220mm, (4.16)
e) capacitatea portantă a penului, Qp, în kg (daN):Qp=502,5 kg;
44
f) raza dinamică:Săgeata static radial a penului: f z=r0−r s=235,5−215,8=19,5mm, (4.17)
Rigiditatea radial a pneului: k z=Q p
f z=502,5
19,5=25,77 ∙10−3N /m, (4.18)
rd=r0−F z ∙k z=222,5mm, (4.19)
45
CAPITOLUL V
Calculul de tracţiune al autoturismului de proiectat
5.1 Determinarea parametrilor necesari calcului de tracţiune
Determinarea parametrilor necesari calcului de tracţiune presupune determinarea câtorva coeficienţi. Printer ei amintim: coeficientul de rezistenţă la rulare a penurilor, coeficientul de rezistenţă a aerului şi randamentul transmisiei.
5.1.1 Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a penurilor
La contactul dintre pneu şi calea de rulare, datorită elasticităţii penului apar deformaţii care duc la pierderi prin histerezis. Pentru a calcula rezistenţa la rulare trebuie să ţinem cont de un număr mare de factori:
neregularităţile căii de rulare (datorită acestora, pierderile prin histerezis cresc, prin urmare creşte rezistenţa la rulare);
forma nereularităţilor; înălţimea şi dispunerea lor; starea căii de rulare ( rezistenţa la rulare creşte cu creşterea deformării căii de rulare,
dacă suprafaţa de rulare este umedă, aderenţa scade, apar alunecăru între calea de rulare şi pneu, prin urmare rezistenţa la rulare va creşte);
presiunea aerului din pneu ( coeficientul de rezistenţă la rulare creşte dacă presiunea scade);
tipul roţii ( rezistenţa la rulare e mai mare la roţile motoare); tipul penului ( anvelopele cu construcţia radială au rezistenţa la rulare mai mică; la
anvelopele noi există o perioadă de rodaj de aprox. 100 km în care rezistenţa la rulare este mai mare, după parcurgerea acestei perioade, anvelopa se va comporta normal).
Pentru determinarea analitică a rezistenţei la rulare se folosesc expresii matematice de calcul:
f=f 0+f 01 ∙V + f 02 ∙V2 (5.1)
, unde valorile coeficineţilor f0 , f01 , f02 pot fi găsiţi în tabelul 5.1.1.
Tipul pneului f0 f01 [h/km] f02 [ h2 / km2 ]
Radial
Secţiune foarte joasăρna={0 . 6 ;0 .7 }
1.611510-2 -9.913010-6 2.321410-7
Secţiune joasăρna={0 . 75 ;0 .8} 1.611010-2 -1.000210-5 2.915210-7
Superbalonρna≃0 .82 1.836010-2 -1.872510-5 2.955410-7
Tabel 5.1 Centralizarea coeficienţilor f0 , f01 , f02
46
Calculul coeficientul de rezistenţă la rulare. Gama de viteze variază de la 0 la viteza maximă în palier 185 km/h.
Vkm/h
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 185
f0,01612
0,01601 0,01609 0,01636
0,01681 0,01745 0,01827
0,01928 0,02047 0,02185
0,02223
Tabel 5.2 Coeficientul de rezistenţă la rulare in funcţie de viteză.
Rezultatele din tabelul de mai sus au realizat graficul de mai jos:
Ȋn graficul alăturat se poate obseva că atunci când autoturismul stă pe loc ( V=0 km/h) coeficientul rezistenţei la rulare are valoare mai mare decât dacă autoturismul s-ar deplasa cu o viteză într 10 km/h şi 30km/h. Abia când viteza ajunge aproape de 40 km/h coeficientul începe să crescă parabolic cu viteza.
Ȋn zona I, considerată de la 0 la 30 km/h, avem un coefficient al rezistenţei la rulare aproape constant. Acest lucru se datorează pierderilor prin histerezis static.Ȋn zona II, de la 30 la 80 km/h, “f” creşte liniar cu viteza, accentuându-se
asimetria distribuţiei presiunii în pata de contact şi cresc pierderile prin histerezis.
Ȋn zona III, de la 80 km/h la viteza maximă, avem o creştere rapidă a coeficientului deoarece revenirea elementelor de anvelopă la forma iniţială, după ieşirea din pata de contact, se produce cu întârziere datorită inerţiei, rezultând oscilaţii ale anvelopei sub acţiunea forţelor elastic şi de inerţie.
Figura 5.1 Dependenţa coeficientului de rezistenţă la rulare de viteză
47
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000.01400
0.01500
0.01600
0.01700
0.01800
0.01900
0.02000
0.02100
0.02200
0.02300
f=f(V)
V [ km / h ]
f [ - ]
5.1.2 Determinarea ariei secţiunii transerversale maxime a autoturismului şi a coeficientului de rezistenţă a aerului.
Pentru determinarea performanţelor de tracţiune ale autoturismelor principalii parametric aerodinamici care trebuie cunoscuţi sunt coeficientul de rezistenţă cx şi aria sectiunii transversal maxime a autoturismului.
Aria secţiunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proiecţiei frontale a autovehiculului. Aceasta se obţine prin:
a) planimetrarea conturului din vederea din faţă a desenului de ansamblu;b) calculul cu relaţia:
A=C f ∙ (H a−hb ) ∙ la+N pm ∙ hb ∙Bu [m2] (5.2)
Unde: - Bu - lăţimea secţiunii anvelopei; - hb - înălţimea marginii inferioare a barei de protecţie faţă de cale;
-la - lăţimea automobilului; - H a - înălţimea automobilului; - N pm - numărul de pneuri; -C f - coeficient de formă;
C f = 0.89 - pt autoturisme; C f = 1.00 - pt autocamioane şi autobuze;
a) Planimetrarea conturului din vederea din faţă a desenului de ansamblu.
Figura 5.2 Aria frontală a autoturismului
Ȋn urma planimetrării conturului delimitat din vederea din faţă a desenului de ansamblu s-a obţinut o suprafaţă de 1,73 m2 .
b) Prin calcul :
A=0,89 ∙ (1457−154 ) ∙1777+2 ∙154 ∙205=2,12m2
48
Această diferenţă apare deoarece prin calcul se efectuează aria unui dreptunghi care încadrează vedere din faţă. Efectuând această operaţie se va include şi arii ce nu fac parte din caroserie , iar acestea nu impiedică circulaţia aerului opunând rezistenţă la înaintare.
Din aceste motive încontinuare se va folosi în calcul valoarea reală calculată prin planimetrare.
Coeficientul de rezistenţă a aerului cx se alege din următorul tabel cunoscându-se aria secţiunii transversale şi tipul autovehiculului:
Tip autovehicul A[m2] c x
Automobil sport 1.0…1.3 0.20…0.25Autoturism cu caroserie
inchisa1.6…2.8 0.30…0.50
Autoturism cu caroserie deschisa
1.5…2.0 0.65…0.80
Autobuz 3.5…7.0 0.70…0.80Autocamion cu platforma
deschisa3.0…5.3 0.90…1.0
Autofurgon 3.5…8.0 0.60…0.75Table 5.3 Tabelul cu valori medii ale parametrilor aerodinamici pentru diferite tipuri de automobile:
Având în vedere că autovehiculul de proiectat este un autoturism cu caroserie închisă cu A = 1,73 m2 se alege coeficientul de rezistenţă a aerului cx =0.33.
5.1.3 Determinarea randamentului transmisiei
Transmiterea mişcării de la motor până la roţile motoare se face prin intermediul transmisiei, care consumă o parte din puterea efectivă a motorului pentru învingerea rezistenţelor de frecare ce apar în aceasta. Pierderile de putere în transmisie sunt definite cantitativ prin randamentul transmisiei t.
Pentru proiectare, în această fază, se operează cu un randament constant mediu al transmisiei:ηt=0,92 pentru autoturisme.
49
5.2 Determinarea rezistenţelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare, în funcţie de viteza autoturismului
Ȋn acest capitol vom prezenta şi calcula rezistenţele ce se opun înaintării autoturismului. Acestea sunt:
Rezistenţa la rulare Rrul ; Rezistenţa la pantă Rp ; Rezistenţa aerului Ra ; Rezistenta maselor in mişcare de rotaţie Rd;
Procesele ce au loc la interacţiunea dintre pneu şi calea de rulare determină o forţă opusă sensului de deplasare a roţii. Această forţă determinată doar de rularea roţii pe cale, se numeşte rezistenţa la rulare.
Această forţă este calculată cu formula:
Rrul=f (V ) ∙Ga ∙cos α p [daN ] (5.3)
Puterea corespunzătoare rezistenţei la rulare este:
Prul=R rul ∙V
360=f ∙Ga ∙cosα p ∙V
360[kW ] (5.4)
Ȋn deplasarea autoturismului pe pantă, greutatea Ga , al cărui punct de aplicaţie se află în centrul de greutate Cg , se descompune după două direcţii: una normală pe calea de rulare: Ga cos şi una paralelă cu calea Ga sin . Componenta paralelă cu calea de rulare se numeşte forţa rezistentă la pantă, deoarece se opune deplasării autoturismului.
Această forţă este calculată cu formula:
Rp=Ga ∙ sinα p [daN ] (5.5)
Puterea corespunzătoare rezistenţei la rulare este:
Pp=Rp ∙V
360=Ga ∙ sinα p ∙V
360[kW ] (5.6)
Rezistenţa aerului este componenta forţei de interacţiune a autoturismului cu aerul, pe direcţia axei longitudinale a acestuia, ea având întotdeauna sensul opus celui al vitezei de deplasare a autoturismului.
Formula de calcul a rezistenţei aerului este:
Ra=k ∙ A ∙V x
2
13[daN ] (5.7)
Puterea pentru învingerea rezistenţei aerului va fi:
Pa=Ra∙V
360= k ∙ A ∙V 3
4680[kW ] (5.8)
50
V f R rul R p R a P rul P p P a ∑ R ∑ P[km/h] [-] [daN] [daN] [daN] [kW] [kW] [kW] [daN] [kW]0 0,016 27,637 0,000 0,000 0,000 0,000 0,000 27,637 0,00010 0,016 27,507 0,000 0,269 0,764 0,000 0,007 27,776 0,77220 0,016 27,456 0,000 1,076 1,525 0,000 0,060 28,532 1,58530 0,016 27,486 0,000 2,421 2,290 0,000 0,202 29,906 2,49240 0,016 27,594 0,000 4,304 3,066 0,000 0,478 31,898 3,54450 0,016 27,782 0,000 6,725 3,859 0,000 0,934 34,507 4,79360 0,016 28,050 0,000 9,683 4,675 0,000 1,614 37,734 6,28970 0,017 28,398 0,000 13,180 5,522 0,000 2,563 41,578 8,08580 0,017 28,825 0,000 17,215 6,406 0,000 3,826 46,040 10,23190 0,017 29,332 0,000 21,788 7,333 0,000 5,447 51,119 12,780100 0,017 29,918 0,000 26,898 8,311 0,000 7,472 56,817 15,782110 0,018 30,584 0,000 32,547 9,345 0,000 9,945 63,131 19,290120 0,018 31,330 0,000 38,733 10,443 0,000 12,911 70,063 23,354130 0,019 32,155 0,000 45,458 11,612 0,000 16,415 77,613 28,027140 0,019 33,060 0,000 52,720 12,857 0,000 20,502 85,781 33,359150 0,020 34,045 0,000 60,521 14,185 0,000 25,217 94,566 39,402160 0,020 35,109 0,000 68,859 15,604 0,000 30,604 103,968 46,208170 0,021 36,253 0,000 77,736 17,119 0,000 36,709 113,988 53,828180 0,022 37,476 0,000 87,150 18,738 0,000 43,575 124,626 62,313185 0,022 38,118 0,000 92,059 19,588 0,000 47,308 130,177 66,896
Tabel 5.4 Valorile rezistenţelor la înaintare şi puterile necesare pentru învingerea lor.
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 20025.000
27.000
29.000
31.000
33.000
35.000
37.000
39.000
V [km/h]
Rrul
[daN
]
Figura 5.3 Variaţia rezistenţei la rulare în funcţie de viteza de deplasare
51
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000.000
5.000
10.000
15.000
20.000
25.000
V [km/h]
Prul
[kW
]
Figura 5.4 Variaţia puterii necesare pentru a învinge rezistenţa la rulare în funcţie de viteza de deplasare
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000.000
10.000
20.000
30.000
40.000
50.000
60.000
70.000
80.000
90.000
100.000
V [km/h]
Ra [d
aN]
Figura 5.5 Variaţia rezistenţei aerului în funcţie de viteza de deplasare
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000.000
5.000
10.000
15.000
20.000
25.000
30.000
35.000
40.000
45.000
50.000
V [km/h]
Pa [k
W]
Figura 5.6 Variaţia puterii necesare pentru învingerea rezistenţei aerului în funcţie de viteza de deplasare
52
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 20020.000
40.000
60.000
80.000
100.000
120.000
140.000
V [km/h]
Ri [d
aN]
Figura 5.7 Variaţia rezistenţei la înaintare în funcţie de viteza de deplasare
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000.000
10.000
20.000
30.000
40.000
50.000
60.000
70.000
80.000
V [km/h]
Pi [k
W]
Figura 5.8 Variaţia puterii necesare pentru a învinge rezistenţa la înaintare în funcţie de viteza de deplasare
53
CAPITOLUL VI
Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului.Alegerea motorului autoturismului impus prin temă.
6.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totală a motorului din condiţia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autoturismului în palier.
Valoarea maximă a vitezei autoturismului la deplasarea acestuia în treapta de viteze cea mai rapidă, în palier, Vmax , impusă prin tema de proiect este de 185 km/h. Pentru a avea o anumită acoperire, din punctul de vedere al puterii, se poate admite că atingerea vitezei maxime se obține pe o foarte mică pantă, p0 = ( 0.05…0.3 ) % rezultând în acest fel o putere maximă, Pmax , ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier ( p0 = 0% ).
Puterea motorului corespunzătoare vitezei maxime se determină din relaţia:
PVmax=
V max
360 ∙ ηt [ f (V max ) ∙Ga cos α p0+Ga sinα p0
+k ∙ A ∙V max
2
13 ] (6.1)
PVmax= 185
360 ∙0,92∙[0,0222 ∙1715 ∙cos (0,10 )+1715 ∙ sin (0,10 )+ 0,0202∙1,73 ∙1852
13 ]=74,9 [kW ]
Pentru predeterminarea coeficienţilor de ataptabilitate (ca) şi de elasticicate (ce) se folosesc datele de la modele similare şi se face o prelucrare statistică a acestor date, pe baza căreia rezultă valoarea căutată pentru autoturismul din proiect.
Prelucrarea statistică este bazată pe “Metoda intervalului de încredere”. Această metodă a fost prezentată în capitolul II paragraful 1 şi din această cauză aplicăm direct formulele fară a le mai explica.
Model M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 M9ca 1.15 1.16 1.1 1.16 1.16 1.16 0.95 0.87 1.27ce 0.65 0.7 0.82 0.7 0.65 0.68 0.78 0.65 0.67
Tabel 6.1 Coeficientii de adaptabilitate si de elasticitate al modelelor similar.
a) Coeficientul de adaptabilitate:
ca=∑j=1
9
ca j
9=16,23
9=1,1
Sca=√∑j=1
9
(ca j−ca j )2
8=0,12
C v ca=scaca∙100=10,9
54
˙I x=(ca−2,306∙
Sca√9
, ca+2,306 ∙Sca√9 )=(1,00 ;1,19 )
Vom alege un coeficient de adaptabilitate de ca = 1,1. Am ales astfel pentru a avea un motor mai adabtabil , adică cu cât momentul motor la turaţie redusă
este mai mare cu atât posibilităţile autoturismului de a învinge rezistenţa la înaintare fără a folosi alte trepte de viteze, creste.
b) Coeficientul de elasticitate:
ce=∑j=1
9
ce j
9=6,32
9=0,7
Sce=√∑j=1
9
(ce j−ce j )2
9=0,06
C v c e=scece∙100=8,66
˙I x=(ce−2,306 ∙
Sce√9
, ce+2,306 ∙Sce√9 )=(0,65 ;0,74 )
Vom alege un coefficient de elasticitate de ce = 0,7. Am ales astfel pentru a avea un coeficient de elasticitate mare, pentru că cu cât acesta este mai mare,
cu atât zona de stabilitate este mai mare.
Cunoscând ca şi ce se va calcula valorile coeficienţilor de formă ai caracteristicii motorului:
{α=ce
2−ca ∙ (2 ∙ ce−1 )(ce−1 )2
=0,72−1,1 (2∙0,7−1 )
(0,7−1 )2=0,55
β=2 ∙ ce ∙ (ca−1 )
(ce−1 )2=
2∙0,7 ∙ (1,1−1 )(0,7−1 )2
=1,55
γ=ca−1
(ce−1 )2= 1,1−1
(0,7−1 )2=1,11
(6.2)
{α=2 ∙ ce
2−3 ∙ ce+ca(ce−1 )2
=2∙0,72−3 ∙0,7+1,1
(0,7−1 )2=−0,22
β=3−2 ∙ ca−ce
2
(ce−1 )2 =3−2 ∙1,1−0,72
(0,7−1 )2=3,44
γ=2−(ce+ca )
(ce−1 )2=
2−(0,7+1,1 )(0,7−1 )2
=2,22
(6.3)
Adoptâm o valoare pentru mărimea raportată:
ζ=nVmax
np=1,15 (6.4)
Ca urmare a alegerii lui ζ în modelul arătat, puterea maximă a motorului poate depăşii cu (10÷15%) puterea sa la viteza maximă. Se calculează puterea maximă necesară motorului theoretic, din relaţia:
55
Pmax=PVmax
f (ζ )=74,9
0.92=81.4[kW ] (6.5)
f ( ζ )=α ζ+β ζ 2−γ ζ 3=−0.22 ∙1.15+3.44 ∙1.152−2.22∙1.153=0.92 (6.6)
nmin = 0.2np = 1200 rot/min (6.7)nmax = 1.2np = 7200 rot/min (6.8)
Model M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 M9M [daN] 13.95 13.06 13.9 13.06 12.79 12.79 13.05 12.79 11.78
Table 6.2 Momentul la putere maxima pentru modelele similare, Mp, in daNm
n P M[rot / min] [kW] [Nm]1200 13,28 10,571500 17,67 11,252000 25,60 12,232500 34,02 13,003000 42,63 13,583500 51,11 13,954000 59,15 14,134250 62,90 14,145000 74,96 14,325500 79,68 13,846000 81,40 12,966500 79,48 11,687000 73,28 10,007200 69,47 9,22
Tabel 6.3 Valorile numerile ale Puterii şi Momentului în funcţie de turaţie
56
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.40
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
00.010.020.030.040.050.060.070.080.090.1
Modelul teoretic
Curba Puterii Curba Momentului
n / np
P /
Pmax
M /
Mm
ax
Figura 6.1 Curbele teoretice ale Momentului şi Puterii
57
6.2 Alegerea motorului şi prezentarea caracteristicii sale la sarcină totală.
Motorul similar 2 7Denumirea motorului 1.6, 16V (Renault Megane) 1.4 DOHC(Hyundai Accent)
Capacitate cilindrică [cm3] 1598 1399Putere maximă [kW] 82 82Turaţia de putere maximă [rot/min]
6000 6000
Momentul maxim [Nm[ 151 124,5Turaţia de moment maxim [rot/min]
4250 4700
Table 6.4 Valorile principalilor parametrii energetici ai motoarelor similare alese.
Modelul similar 2Valorile coeficienţilor de adaptabilitate şi de elasticitate: ca = 1.16 ce = 0.7Valorile coeficientului de formă al motorului sunt:
{α=ce
2−ca ∙ (2 ∙ ce−1 )(ce−1 )2
=0,72−1,16 (2 ∙0,7−1 )
(0,7−1 )2=0,28
β=2 ∙ ce ∙ (ca−1 )
(ce−1 )2=
2∙0,7 ∙ (1,16−1 )(0,7−1 )2
=2.49
γ=ca−1
(ce−1 )2= 1,16−1
(0,7−1 )2=1,78
{α =2∙ ce
2−3 ∙ ce+ca(ce−1 )2
=2 ∙0,72−3 ∙0,7+1,16
(0,7−1 )2=0.44
β =3−2 ∙ ca−ce
2
(ce−1 )2 =3−2 ∙1,16−0,72
(0,7−1 )2=2.11
γ =2−(ce+ca )
(ce−1 )2=
2−(0,7+1,16 )(0,7−1 )2
=1.56
58
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 80000
10
20
30
40
50
60
70
80
90
0
2
4
6
8
10
12
14
16
1.6, 16v (Renault Megane)
Curba Puterii Curba Momentului
n [rot/min]
P [kW
]
M [N
m]
Figura 6.2 Curbele Momentului şi Puterii motorului 1.6 16v (Renault Megane)
Modelul similar 7Valorile coeficienţilor de adaptabilitate şi de elasticitate: ca = 0.95 ce = 0.78Valorile coeficientului de formă al motorului sunt:
{α=ce
2−ca ∙ (2 ∙ ce−1 )(ce−1 )2
=0,782−0.95 (2∙0,78−1 )
(0,78−1 )2=1.57
β=2 ∙ ce ∙ (ca−1 )
(ce−1 )2=
2∙0,78 ∙ (0.95−1 )(0,78−1 )2
=−1.61
γ=ca−1
(ce−1 )2= 0.95−1
( 0,78−1 )2=−1.03
{α =2∙ ce
2−3 ∙ ce+ca(ce−1 )2
=2 ∙0,782−3 ∙0,78+0.95
(0,78−1 )2=−3.57
β =3−2∙ ca−ce
2
(ce−1 )2=
3−2 ∙0.95−0,782
(0,78−1 )2=10.15
γ =2−(ce+ca )
(ce−1 )2=
2−(0,78+0.95 )(0,78−1 )2
=5.57
59
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 80000.00
10.00
20.00
30.00
40.00
50.00
60.00
70.00
80.00
90.00
0.00
2.00
4.00
6.00
8.00
10.00
12.00
14.00
16.00
18.00
1.4 DOHC ( Hyundai Accent )
Curba Puterii Curba Momentului
n [rot/min]
P [kW
]
M [N
m]
Figura 6.3 Curbele Momentului şi Puterii motorului 1.4 DOHC ( Hyundai Accent )
0.15 0.25 0.35 0.45 0.55 0.65 0.75 0.85 0.95 1.050.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
1
1.4 DOHC 1.6 16v Modelul Teoretic
n / np
P / P
max
Figura 6.4 Diagrama Puterilor motoarelor analizate.
Se observă studiind graficle că 2 dintre motoare au caracteristicile asemănătoare, iar cel de al 3-lea motor prezintă o putere mai mare decât celelalte dar, din nefericire, o dezvoltă la o turaţie foarte scăzută. De aceea în urma analizei graficului din figura 6.4 , aleg motorul modelului 2 Renault Megane cu următoarele caracterisitci:
Vmax Pmax np Mmax nM nmin nmax
60
[km / h] [kW] [rot / min] [Nm] [rot/min] [rot/min] [rot/min]1.6 16v Renault Megane
185 82 6000 151 4250 1200 7200
Table 6.5 Valorile principalelor caracteristici.
61
CAPITOLUL VII
Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale şi al primei trepte a schimbătorului de viteze.
7.1 Predeterminarea şi definitizarea raportului de transmitere al transmisiei principale.
Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face din condiţia ca automobilul impus prin tema să atingă viteza maximă la deplasarea sa în treapta cea mai rapidă a schimbatorului de viteze, şi anume ce de priză direct.
La soluţia “totul faţă”, datorită simplităţii construcţiei, s-a impus şi este folosită aproape in exclusivitate cutia de viteze cu 2 arbori. Evident în această situaţie nu se poate realiza prinza direct. Deşi se poate realize cu uşurinţă raport de transmitere egal cu cu unitatea, pentru a evita fenomene de rezonanţă la angrenare, numerele de dinti ale celor doua roţi dinţate conjugate sunt puţin diferite între ele, rezultând un raport de transmitere uşor diferit de unitate.
Schema cinematică a transmisiei principale central este reprezintată în figura 7.1
Figura 7.1 Transmisie principal simplă cu roţi dinţate conice
Ȋn această faza a proiectului se alege iSN între limitele menţionate, ţinând seama şi de valorile de la modelele similare.
Raportul predeterminat al angrenajului principal este:
(i0 )pred=0,377 ∙rr ∙ nVmax
iSN ∙V max
=0,377 ∙0,22 ∙69000,98 ∙185
=3.15, (7.1)
Unde : rr - raza de rulare;nVmax – este turaţia de viteză maximă; nVmax = ζ∙np ; (7.2)np – turaţia de putere maxima;Vmax – viteza maximă;
Pentru definirea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinţi, pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematica a transmisiei principale.
Deoarece (i0 )pred<7, se adopta o transmisie principală simplă unde i0ef=zcz p
; (7.3)
La definitivarea raportului de transmitere al angrenajului în unghi trebuie să se aleagă numerele de dinţi astfel încât raportul efectiv să fie cât mai apropiat de cel predimensionat şi dimensiunile de gabarit ale transmisiei principale să fie cât mai mici.
Pentru transmisia principala simplase alege zp cu valoarea minimă, care , însă este dependentă de de raportul (i0 )pred.
62
Ȋn acest sens, pentru angrenajele conice se pot folosi recomandarile firmei Gleason, indicate în tabelul urmator:
i0 2,5 3 4 5 6-7 >7zp min 15* 12* 9 7 5 5
*) se poate alege chiar 11Tabel 7.1 – Numărul minim de dinţi ai pinionului de atac.
La transmisia principală simplă se alege numărul de dinţi corespunzători unei roţi dinţate cilindrice zp = 14…17.
Alegem zp min = 12 şi ne rezultă un zc = 37,87. Ȋn urma calculelor au ieşit urmatoarele perechi de dinţi:
zp 12 12 12 11zc 37 38 39 36
Tabel 7.2 – Numărul de dinţi al perechilor de roţi dinţate.
Rapoartele de transmisie vor fi:i0pred i01 i02 i03 i04
3,16 3,08 3,17 3,25 3,27
Alegerea uneia dintre cele 3 variante de rapoarte de transmitere efective, i01, i02, i03, se face cu ajutorul reprezentării grafice a variaţiei Pr (V ) şi Prez ,0 (V ).
Astfel se va justifica pe baza graficelor alegerea facută.
Pr=ηt ∙ Pemax [α ' (2,6525i0∙ iskr r ∙ nP )V +β ' (2,6525
i0 ∙ iskrr ∙nP )
2
V2
−γ '(2,6525i0 ∙iskrr ∙ nP )
3
V3], (7.4)
unde:- ηt este randamentul transmisiei, ηt = 0,92;- io reprezintă raportul de trasmitere al transmisiei principale;- isk reprezintă raportul de transmitere al treptei de viteză selectate (isk=0,98);- rr este raza de rulare;
63
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000
10
20
30
40
50
60
70
80
Pr i0pred Pr i01 Pr i02 Pr i03 Pr i04 P rez
V [ km/h ]
P r,
Prez
[ kW
]
Figura 7.2 Diagrama de definitivare a lui i0;Deoarece condiţia de viteză maximă impusă prin temă este îndeplinită pentru fiecare dintre
cele trei rapoarte de trasmitere am ales pentru automobilul de proiectat primul raport de trasmitere calculat (i01=3.33), deoarece alegând acest raport dimensiunile transmisiei principale sunt reduse, acest lucru contribuind la o gardă la sol mai înaltă.
7.2. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze.
Raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze se calculeaza detreminat distinct din următoarele condiţii :
- învingerea pantei maxime, impusă prin temă;- deplasarea în palier, pe un drum modernizat, cu o viteză minimă stabilită- solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de pe loc.
7.2.1. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze din condiţia de pantă maximă impusă prin temă.
Determinarea acestui raport se face din condiţia ca urcarea pantei maxime să se facă cu viteză constantă, redusă.
Din bilaţul de tracţiune se obţine relaţia :
is 1=Ψmax⋅Ga⋅rdMmax⋅i0⋅ηt (7.5)
în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează din relaţia :
Ψ max≃f ( 0)⋅cos (α pmax )+sin( α pmax ) ,unde : α pmax=arctg ( pmax ) (7.6)
Înlocuind numeric rezultă :
64
α pmax=arctg (0 ,32)⇒α pmax=17 . 740.
Ψ max=1 ,612⋅10−2⋅0 ,95+0 ,304⇒Ψmax=0 ,319 .Astfel toţi termenii necesari determinării raportului de trasmitere al primei trepte a
schimătorului de viteze sunt cunoscuţi :
is 1=0 ,319⋅1715⋅0 ,2215 ,1⋅3 . 08⋅0 ,92
⇒ is 1=2 ,83
7.2.2. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimătorului de viteze din condiţia de viteză minimă stabilită.
Considerarea acestui criteriu are în vedere regimul de mişcare pe un drum modernizat în palier. Utilizând această condiţie valoarea acestui raport este dată de relaţia:
is 2=0 ,377⋅nmin⋅r ri0⋅Vmin (7.7)
Înlocuind numeric în relaţia (7.7), considerând viteza minimă, Vmin=10 km/h şi turaţia minimă nmin=1200rot/min rezultă :
is 2=0 ,377⋅1200⋅0 ,223 ,08⋅10
⇒is 1=3 ,22
7.2.3. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimătorului de viteze după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc.
Solicitările ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luând în considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la plecarea de loc, în cazul deplasării pe un drum în palier, de efectul turaţiei iniţiale a motorului, no, şi de mărimea puterii specifice, Psp, se obtine următoarea expresie de calcul al raportului de trasmitere pentru prima treaptă:
is 3=0 ,11⋅iSNζ
⋅n0⋅Vmax⋅√ k anp⋅ca⋅Psp
⋅1μ în care :
- n0=1500+nM3
-pentru motoarele Otto
- ka = 1,23
is 3=0 ,11⋅0 ,980 ,95
⋅2917⋅185⋅√ 1 .236000⋅1 ,16⋅82
⋅ 1860
⇒ is1=2 .53
În urma analizării rapoartelor de transmitere pentru fiecare dintre cele trei cazuri menţionate, cea mai mai mare valoare a raportului de transmitere pentru prima treaptă a schimbătorului de viteze a fost obţinută după condiţia de viteza minimă is2 = 3,22
65