Proiect Automobile Toader Vladut

8/10/2019 Proiect Automobile Toader Vladut

http://slidepdf.com/reader/full/proiect-automobile-toader-vladut 1/109

Proiect Automobile

1

Date proiect

Sa se efectueze proiectarea generala-functionala, privind dinamicatractiunii si ambreiajul pentru un automobil avand urmatoarele caracteristici:

- tip autovehicul: autoturism

- caroserie: hatchback-numar de locuri:5

- viteza maxima: 165 km/h

-panta maxima:31%

-alte particularitarti:MAC, 4x2

Memoriu tehnic justificativ:

I. Partea I 1. Prezentarea temei de proiectare. 2. Capitolul 1 Analiza modelelor similare de autovehicule.Stabilirea tipului

de autovehicul ce se va proiecta corespunzător temei de proiectat. 1.1 Alegerea modelelor similare de autovehicule.



Proiect Automobile

2

1.2 Analiza particularităţilor constructive ale modelelor similare. 1.3 Analiza principalelor parametrii dimensionali exteriori. 1.4 Analiza parametrilor masici : masă proprie, masă utilă, masă maximă. 1.5 Analiza parametrilor energetici: putere maximă, cuplul maxim,

consum de combustibil, putere specifică. 1.6 Stabilirea tipului de automobil ce se va proiecta. 3. Capitolul 2 Studiul organizării generale şi a formei caracteristice pentru

autovehiculul impus prin temă. 2.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali şi masici aiautomobilului precum şi a subansamblurilor acestuia.

2.1.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exteriori.2.1.2 Predeterminarea parametrilor masici.2.1.3 Predeterminarea parametrilor dimensionali şi masici ai

subansamlurilor ce compunautomobilul impus prin temă. 2.2 Predeterminarea formei şi a spaţiului util, inclusiv a interiorului

postului de conducere.2.3 Întocmirea schiţei de organizare generală a automobilului de

proiectat.2.4 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului şi a parametrilor de stabilitate longitudinală şi transversală. 2.4.1 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului atâtla sarcină nulă cât şi la sarcină utilă maximă constructivă şi aîncărcarilor la punţi. 2.4.2 Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere şi stabilitatea longitudinală a automobilului în strânsă legătură cu pantamaximă impusă prin temă. 2.5 Alegerea anvelopelor şi a jantelor.

4. Capitolul 3 Calculul de tracţiune al autovehicului de proiectat. 3.1 Determinarea parametrilor necesari calcului de tracţiune.

3.1.1 Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor. 3.1.2 Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a

automobiului. 3.1.3 Determinarea coeficientului de rezistenţă a aerului. 3.1.4 Determinarea randamentului transmisiei.

3.2 Determinarea rezistenîelor la înaintare şi a puterilorcorespunzătoare în funcţie de viteza automobilului.

5. Capitolul 4 Predeterminarea caracteristicii la sarcin ă totală amotorului. Alegerea motorului autovehicului impus printemă.

4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din

condiţia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovrhiculului în palier.



Proiect Automobile

3

4.2 Alegerea motorului şi prezentarea caracteristicii sale la sarcinătotală.

6. Capitolul 5. Determinarea raportului de transmitere ala transmisiei principale şi al primei trepte a schimbătorului de

viteze. 5.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere altransmisiei principale.

5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze (i s1 ).

5.2.1 Determinarea lui i s1 din condiţia de pantă maximă impusă printemă.

5.2.2 Determinarea lui i s1 din condiţia de viteză minimă stabilă. 5.2.3 Determinarea lui i s1 după criteriul lucrului mechanic de frecare la

cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc.

II. Partea a I I -a

1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şialegerea variantei ce se va proiecta. 1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelormecanice.

2. Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor de frecare aleambreiajului.

3. Calculul şi proiectar ea principalelor componente ale ambreiajului(arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare şi ghidare). 3.1 Calculul arcului central de tip diafragmă 3.2 Calculul discului de presiune3.3 Calculul discului condus3.4 Calculul arborelui ambreiajului3.5 Calculul elementelor de fixare şi ghidare

4. Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului.



Proiect Automobile

4

Bibliografie

[1] Andreescu,Cr - Curs DINAMICA AUTOVEHICULELOR .Notite decurs,UPB 2011-2012 [2] Oprean,M-TRANSMISII. Notite de curs,UPB 2011-2012[3] Stoicescu,A - PROIECTAREA PERFORMANŢELOR DE TRACŢIUNE

ŞI DE CONSUM ALE AUTOMOBILELOR, Editura Tehnica,Buc,2007 [4]Rumsiski,L.Z.-PREL UCRAREA MATEM ATI CA A DATELOREXPERIMENTALE. Indrumar,Ed Tehnica,Buc [5] * * * www.carfolio.com [6] * * * www.getcarspecs.com [5] * * * www.carfolio.com [5] * * * www.carfolio.com

[5] * * * www.carfolio.com [5] * * * www.carfolio.com [5] * * * www.carfolio.com

[7] Mateescu,V-COM PUNEREA,ORGANI ZAREA SI PROPUL SI AAUTOMOBILELOR, Litografia U.P.B,1997

[8] Tabacu,St-DI NAMI CA AUTOVEHI CULELOR- „INDRUMAR DE PROIECTARE” ,Ed Universitatii din Pitesti,2004

http://www.carfolio.com/


http://www.getcarspecs.com/





















Proiect Automobile

5

1. Analiza modelelor similare de autovehicule si stabilirea tipului deautovehicul ce urmeaza a fi proiectat

1.1 Alegerea modelelor similare

Pentru alegerea modelelor similare se iau in calcul mai multi parametri constructivi si functionali. Acestea trebuie sa fie cat maiapropiate de automobilul dat prin tema.

In primul rand, modelele au caroserie hatchback de 5 locuri.Motorizarea lor presupune un MAC si o tractiune fata 4x2. Un alt parametru, foarte important si selectiv, este viteza maxima in jur de 165km/h.

Pe langa aceste particularitati impuse prin tema am atasat modelelorsi date tehnice prezentate de catre producatori.

Pentru alegerea modelului de automobil de proiectat, caracteristicile principaleale modelelor se vor centraliza în tabele şi se vor alcătui histograme cu dateledin tabele.

Automobilul ce se va proiecta va avea dimensiunile de gabarit egale cu mediamodelelor alese pentru analiză.Pentru aceasta se va face media pentru fiecare dinaceste dimensiuni şi se determină astfel dimensiunile automobilului din tema de proiect.

Cu ceilalţi parametrii necesari proiectării se vor proceda la fel.

Respectand acesti parametrii se aleg 10 autoturisme cu tipul caroserie hatchbacksi numarul de locuri 5 dintr-o gama diversificata de constructori, cu diferitetipuri de motorizari.



Proiect Automobile

6

M1:

Fiat Grande Punto

- numarul de locuri: 5- viteza maxima 165 km/h

- motor amplasat in fata transversal- punte motoare fata

- MAC, 4x2.

M2:

Ford Fiesta



- MAC, 4x2.



Proiect Automobile

7

M3 :

Opel Corsa

-

numarul de locuri: 5- viteza maxima 163 km/h- motor amplasat in fata transversal

- punte motoare fata- MAC, 4x2.

M4 :

Volkswagen Polo



- MAC, 4x2.



Proiect Automobile

8

M5:

Skoda Fabia- numar de locuri: 5

- viteza maxima: 166 km/h- motor amplasat in fata transversal


M6:

Seat Ibiza

- numar de locuri: 5- viteza maxima: 173 km/h


- MAC, 4x2.



Proiect Automobile

9

M7:

Renault Clio- numar de locuri: 5

- viteza maxima162 km/h- motor amplasat in fata transversal


M8 :

Dacia Sandero

- numar de locuri: 5- viteza maxima: 162 km/h

- motor amplasat in fata transversal

-

punte motoare fata- MAC, 4x2.



Proiect Automobile

10

M9 :

Citroen C3- numar de locuri: 5

- viteza maxima: 163 km/h- motor amplasat in fata transversal


M10:

Peugeot 207

- numar de locuri: 5- viteza maxima: 222km/h

- motor amplasat in fata transversal




Proiect Automobile

11

Tabelul 1.1 Modele similare

Nr.

crt

Marca Model Nr.

locuri

Vmax

[Km/h]

Caroserie Formula

rotilor

M1 Fiat GrandePunto 5 165 Hatchback 4X2

M2 Ford Fiesta 5 162 Hatchback 4X2

M3 Opel Corsa 5 163 Hatchback 4X2

M4 Volkswagen Polo 5 170 Hatchback 4X2

M5 Skoda Fabia 5 166 Hatchback 4X2

M6 Seat Ibiza 5 173 Hatchback 4X2

M7 Renault Clio 5 162 Hatchback 4X2

M8 Dacia Sandero 5 162 Hatchback 4X2

M9 Citroen C3 5 163 Hatchback 4X2

M10 Peugeot 207 5 166 Hatchback 4X2

Dupa analiza acestor scurte fise tehnice ale modelelor similare observamca toate modelele similare au aceeasi caroserie: hatchback, acelasi numarde locuri: 5, aceeasi formula a rotilor motoare: 4x2. Toate autoturismeleau o singura punte motoare si anume cea fata. Viteza maxima data printema este de 165 km/h. Observam ca viteza maxima a modelelor alesevariaza in jurul valorii date prin tema. Modelele care au viteza cea maimica sunt modelul M2, M7si M8 a caror viteza maxima este de162km/h, iar modelul cu viteza cea mai mare este modelul M6 cu vitezamaxima de 173km/h. Deducem de aici o valoare medie a vitezei maximea modelelor similare de 165.2km/h, foarte aproape de viteza maxima data prin tema. Totodata putem observa ca modelele alese sunt foarte apropiatefata de modelul ale carui date sunt evidentiate prin tema. Toate modelesunt MAC, vitezele maxime alterneaza restrans in jurul valorii de 165



Proiect Automobile

12

km/h, au acelasi tip de caroserie, acelasi numar de locuri si aceeasiformula a rotilor.

Fig 1.1 Compararea vitezelor maxime a modelelor similare

Se observa din figura 1.1 ca viteza cea mai mare o are M6 de 173 km/hurmat de M4 cu viteza maxima de 170 km/h, celelalte modele avandviteze maxime mai mici. Cea mai mica o au M2, M7si M8 de 162 km/h.

155

157

159

161

163

165

167

169

171

173

175

V max [km/h]

M1

M2

M3

M4

M5

M6

M7

M8

M9

M10



Proiect Automobile

13

1.2 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similar alese.

In continuare se va prezenta analiza particularitatilor constructive ale celor 10autoturisme alese : capacitate cilindrica, numarul cilindrilor si dispunerea lor,

amplasarea motorului,tipul transmisiei, sistemul de racire, franele fata si spate,suspensiile fata si spate, numarul de locuri si dimensiunea pneurilor.

Tab 1.2 Particularitati constructive

Nr.

crt

Tip

motorhV

][ 3cm

Amplasa

remotor

Tiptransmisie

Sistemde racire

Frane fata

/spate

Suspensie fata/spate

Nr.Locuri

Pneuri

M1 MAC 1248 Transver sal fata

Manuala

5 trepte

Culichid,

cucirculatie fortata,

sub presiune,

cutermosta

t

Discuri

ventilate

fata /Tam burespate

SistemMcPhers

on/Punte

semirigida

5195/55

R16


Manual

a5 trepte

Culichid,


sub presiune,cu

termostat

Discuri

ventilate

fata /Tam burespate

SistemMcPhers

on/Puntesemirigid

a

5

195/4

5R16

M3 MAC 1248 Transver sal fata Manual

a5 trepte

Culichid,

cucirculati

e fortata,sub

Discuri

ventilate

fata .Tam

SistemMcPhers

on/Punte

semirigida

5195/5

5R16



Proiect Automobile

14

presiune,cu

termostat

burespate


Manuala

5 trepte

Culichid,cu

circulatie fortata,

sub presiune,

cu

termostat

Discuri

ventilate

fata /Tam bure

spate

SistemMcPhers

on/Punte

semirigida

5195/55

R16


Manuala

5 trepte

Culichid,


sub presiune,

cutermosta

t

Discuri

ventilate

fata /Tam burespate

SistemMcPhers

on/Punte

semirigida

5205/55 R16


Manuala

5 trepte

Culichid,

cu

circulatie fortata,sub

presiune,cu

termostat

Discuri

ventilate

fata /Tam burespate

SistemMcPhers

on/Punte

semirigida

5205/55 R16

M7 MAC 1491 Transver sal fata Manuala Culichid, Discuri SistemMcPhers 5 175/65



Proiect Automobile

15

5 trepte cucirculatie fortata,

sub presiune,

cutermosta

t

ventilate

fata /Tam

burespate

on/Punte

semirigida

R15


Manuala

5 trepte

Culichid,

cu

circulatie fortata,sub

presiune,cu

termostat

Discuri

ventilate

fata /Tam burespate

SistemMcPhers

on/Punte

semirigida

5175/65

R15


Manuala

5 trepte

Culichid,


sub presiune,

cutermosta

t

Discuri

ventilate

fata /Tam burespate

SistemMcPhers

on/Punte

semirigida

5195/5

5R16

M10

MAC 1398 Transver sal fata

Manuala

5 trepte

Culichid,


sub

presiune,cu

Discuri

ventilate

fata /Tam

burespate

SistemMcPhers

on/Punte

semirigid

a

5195/5

5R16



Proiect Automobile

16

termostat

Observam ca autoturismele nu variaza foarte mult incepand cucapacitatea cilindrica incepand de la 1199 de cm3 pana la 1461 cm3, tipultransmisiei fiecare avand cutie de viteze manuala in 5 trepte. Aproape toate audiscuri de frana ventilate, suspensia fiind in mare parte de tip McPherson pe fatasi punte semirigida pe spate.Dimensiunile pneurilor sunt variabile. Avand invedere amplasarea motorului acesta se gaseste la toate modelele similar alese in partea din fata, transversal. Racirea se face cu lichid la toate modelele alese datfiind faptul ca acest tip de racire este cel mai efficient.

1.3 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori

Caracteristicile dimensionale exterioare privind dimensiunile de gabarit sidimensiunile de organizare sunt prezentate in tabelul 1.3

Tabelul 1.3 Parametrii dimensionali

Nr .

crtMarca/Modelul

Dimensiuni degabarit[mm]

Dimensiuni de organizare[mm]

La la Ha L E1 E2 C1 C2

1 Fiat Grande Punto 4030 1687 1490 2510 1473 1466 875 645

2 Ford Fiesta 3950 1722 1433 2489 1473 1460 700 761

3 Opel Corsa 3999 1737 1488 2511 1485 1478 869 619

4 Volkswagen Polo 3970 1682 1462 2470 1463 1456 - -

5 Skoda Fabia 4000 1642 1498 2465 1433 1426 860 675

6 Seat Ibiza 4052 1693 1445 2469 1465 1457 848 717



Proiect Automobile

17

Fig 1.2 Compararea principalilor parametri ai dimensiunilorexterioare: lungime, latime, inaltime, ampatament

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

La la Ha L

Alfa Romeo Giulietta

Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6

7 Renault Clio 4027 1707 1493 2575 1472 1470 805 606

8 Dacia Sandero 4020 1746 1534 2589 1480 1470 781 651

9 Citroen C3 3941 1728 1524 2466 1465 1467 815 660

10 Peugeot 207 4030 1720 1472 2540 1474 1469 829 661



Proiect Automobile

18

Fig 1.3 Compararea ecartamentelor fata/spate a modelelorsimilare

Fig 1.4 Compararea garzii la sol a automobilelor similare

Se observa din tabelul 1.3 dar mai usor de apreciat in figura 1.2 ca principalele dimensiuni lungimea, latime, inaltimea si ampatamentulvariaza foarteputin de la un model la altul. Media de lungime este de

aproximativ 4335mm, cel mai lung model fiind M8 cu 4520mm, iar celmai scurt M9 cu 4275mm. Latimea maxima, 1823mm, apartine

1480

1490

1500

1510

1520

1530

1540

1550

1560

E1 [mm] E2 [mm]


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6

0

20

40

60

80

100

120

140

Garda la sol


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6



Proiect Automobile

19

modelului M3, aceasta neavand o valoare cu mult mai mare decat mediacelorlalte, situata in jurul valorii de 1795mm. Valoarea cea mai mica

apartine modelului M3 fiind 1765mm. Si in cazul inaltimii, diferentele devaloare sunt relativ mai mici fata de diferentele de valoare a lungimilor,

maximul 1526mm (M9) si minimul de 1423mm (M5).Ca elemente de organizare, datele oferite de producator sunt numai

referitoare la ampatament, ecartament fata si spate, consolele fata si spatenefiind specificate. Insa consolele fata si spate gasit pe site-uri de

specialitate cum ar f i[……………..] In cazul modelelor alese, acestea suntdistribuite relativ similar, proportional cu marimea ampatamentului si alungimii totale. Ampatamentul maxim apartine modelului M8, avand

valoarea de 2700mm, media fiind de aproximativ 2625mm, iar minimuleste inregistrat de M10 cu 2575mm. Observam insa ca 2 dintre modele auchiar acelasi ampatament si nu este doar o coincidenta ci chiar este folositacelasi sasiu. Aceasta similitudine apare in cazul modelelor Audi (M5) si

Seat(M6), deoarece cei de la Seat au folosit acelasi sasiu dar si acelasimotor, marca Seat avand majoritatea componentelor fabricate de vw-audi.

Media ecartamentului este de circa 1540mm. Se observa faptul ca, incazul modelelor M4 si M7, ecartamentul spate este mai mare decat cel din

fata, in cazul celorlalte modele ecartamentul fata este mai mare decatecartamentul spate, doar modelul M1 are ecartamentul fata egal cu

ecartamentul spate. Observam de asemenea ca modelul M3 si M4 auacelasi ecartament fata.

Legenda: L – ampatamentul autovehicululuiLa – lungimea totala a autovehiculului

l – latimea autovehicululuiH – inaltimea autovehiculului – garda la sol a autovehiculului

– ecartamentul fata al autovehiculului – ecartamentul spate al autovehiculului

– consola fata a autovehiculului – consola spate a autovehiculului

Hs – garda la sol a autovehiculului



Proiect Automobile

20

1.4. ANALIZA PARAMETRILOR MASICI

Pentru a putea compara cele 10 modele din perspectiva masei, se va calculavaloarea masei proprii raportata la ampatament.

Pentru a pune mai bine in evidenta valorile acestor parametrii: masa proprie,sarcina utila, masa totala si masa proprie liniara se vor centraliza in tabelul 1.4.

Tabelul 1.4 Parametrii masici

Model [kg]

[kg]

[kg]

[kg/mm]M1 1395 425 1820 0.53M2 1435 415 1850 0.55M3 1421 525 1946 0.54M4 1518 435 1953 0.57M5 1375 560 1935 0.53M6 1331 495 1890 0.52M7 1384 500 1884 0.52M8 1430 520 1950 0.53M9 1395 610 1887 0.53M10 1329 492 1821 0.52



Proiect Automobile

21

0m -masa proprie

anm -masa maxim admisa

unm -masa utila nominala ; unm = anm - 0m ; (1)

– masa proprie raportata la ampatament

Fig.1.5 Compararea maselor proprii ale autovehiculelor

Fig.1.6 Compararea sarcinilor utile ale autovehiculelor

1200

1250

1300

1350

1400

1450

1500

1550

Masa proprie [Kg]


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6



Proiect Automobile

22

Fig.1.7 Compararea maselor totale ale autovehiculelor

Fig.1.8 Compararea masei proprii liniare ale autovehiculelor

0

100

200

300

400

500

600

700

Sarcina utila [Kg]


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6

1740

1760

1780

1800

1820

1840

1860

1880

1900

1920

1940

1960

Masa totala [kg]


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault MeganeLancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6



Proiect Automobile

23

Ca si parametri dimensionali, parametri masici difera de la producator la producator, insa au valori asemanatoare.Astfel masa proprie cea mai mare o aremodelul M4 (Opel Astra) de 1518 kg. Cea mai mica masa proprie ii revinemodelului M6 (Seat Leon) avand un foarte mare avantaj din acest punct devedere. Sarcina utila difera in functie de model avand valori cuprinse intre 415kg si 610kg, la fel si masa maxima admisa. Observam insa ca masa proprieliniara cea mai mare o detine tot Opelul iar valorile cele mai mici le au modeleM6 si M7 (Seat Leon respectiv Renault Megane).

1.5. ANALIZA PARAMETRILOR ENERGETICI

Prin tema de proiectare, autoturismul trebuie sa fie echipat cu un M.A.C. Dinacest motiv, modelele similare au fost alese in consecinta. Pentru a puteaevidentia mai bine parametrii motoarelor, caracteristicile energetice se voranaliza ţinând seama de puterea maximă, cuplul maxim şi puterea specifica amodelelor similare care sunt date în tabelul 1.5

Tabelul 1.5 Parametrii energetici

Nr.

crt

Tipmotor

hV ][ 3cm

Injectie

i Supape

Puteremaxima

[kw@r pm]

Cuplumaxim

[Nm@rpm]

Puter ea

specif ica

(KW/kg)

Consum[l]

Emisii

[g/K m]

0.49

0.5

0.51

0.52

0.53

0.54

0.55

0.56

0.57

0.58

Masa proprie liniara [Kg/mm]


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6



Proiect Automobile

24

M1 2.0JTDM

1956

Directaturbo

4linie

16 16.5:1

125.3kW la 4000rpm

350Nm la 1750rpm

0.069 4.7 124

M2 2.016vMultiJet

1956

Directaturbo

4linie

16 16.5:1

121.2kW la 4000rpm

360Nm la 1750rpm

0.066 5.3 139

M3 2.0TDCi

1997

Directaturbo

4linie

16 16:1 120.1kW la3750rpm

340Nm la2000-3250rpm

0.062

5.0 129

M4 2.0CDTI

1956

Directaturbo

4linie

16 16.5:1

117.8kW la 4000rpm

380Nm la 1750rpm

0.06 4.9 129

M5 2.0TDI

1968

Directaturbo

4linie

16 16.5:1

125.3kW la 4200rpm

350Nm la1750-2500rpm

0.065

5.2 139

M6 2.0

TDI

196

8

Direc

taturbo

4

linie

16 18.5

:1

125.3

kW la 4200rpm

350

Nm la1800-2500rpm

0.0666.0 159

M7 2.0DCI160

1995

Directaturbo

4linie

16 15.1:1

117.8kW la 3750

380Nm la 2000

0.0635.9 155



Proiect Automobile

25

rpm rpm

M8 2.0Multij

et

1956

Directa

turbo

4linie

16 16.5:1

121.2kW

la 4000rpm

360Nm

la 1750rpm

0.062 5.3 139

M9 2.0Hdi160

1997

Directaturbo

4linie

16

-

120.1kW la 3750rpm

340Nm la 2000rpm

0.064 5.1 134

M1

0

2.0

GTDTDI

196

8

Direc

taturbo

4

linie

16 18.5

:1

125.3

kW la 4200rpm

350

Nm la1750-2500rpm

0.069 5.3 139

Puterea specifică este un parametru ce ne poate ajuta la definitivarea unor idei

despre caracteristicile dinamice ale automobilului si poate fi calculată cuformula:

(1.1)

Valoarea maxima se gaseste la doua autoturisme si anume modelele M1 siM2 (Alfa Romeo Giullietta si Volkswagen Golf 6 (0.069kw/kg) in timp

ce valoarea minima se gaseste la autoturismul Opel Astra (0.06kw/kg)Se observa faptul ca majoritatea motoarelor sunt de tip mac acestea fiindin continuare de preferat datorita consumului mai redus si al cuplului motoroferit.

In continuare se vor compara parametrii energetici ai automobilelorsimilare prin evidentiarea diferentelor de valori in figurile ce urmeaza :

Fig.1.9 Compararea cilindreei autoturismelor



Proiect Automobile

26

Fig.1.10 Compararea puterii maxime ale autoturismelor

1930

1940

1950

1960

1970

1980

1990

2000

Vh [cmc]


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6

114

116

118

120

122

124

126

Putere maxima [kW]


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 SportbackSeat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6



Proiect Automobile

28

Fig.1.13 Compararea consumului mediu de combustibil al automobilelorsimilare

Fig.1.14 Compararea emisiilor de dioxid de carbon al automobilelor similare

0

1

2

3

4

5

6

7

Consum mediu [l/100km]


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6

0

20

40

60

80

100

120

140

160

Co2 [g/Km]


Fiat Bravo

Ford Focus

Opel Astra

Audi A3 Sportback

Seat Leon Linea R

Renault Megane

Lancia Delta

Citroen DS4

Volkswagen Golf 6



Proiect Automobile

29

Observam faptul ca in general, s-au folosit motoare de 2L. De asemenea variantaDOHC cu 16 supape a fost preferata in majoritatea cazurilor. Puterile maxime

ale acestor motoare au o medie de aproximativ 123 kW la 3750-4000 rot/min siun cuplu maxim in medie de circa 350 Nm la turatii intre 1750-3250 rot/min. Se

observa ca motoarele au un cuplu maxim la turatii mici, astea deoarecemotoarele sunt de tip MAC, iar la aceste tipuri de motoare cu aprindere prin

comprimare cuplul este mai mare decat la cele cu aprindere prin scanteie, dar siobtinerea cuplului maxim la turatii mai mici decat la MAS.

De remarcat este faptul ca la modelele M5, M6 si M10 puterea maxima si cuplulmaxim sunt aceleasi. Aceasta datorita faptului ca aceste 3 modele au acelasi tipde motor de la Volkswagen-Audi: 2.0 TDI. Totodata ele au si puterea motorului

cea mai mare iar puterea cea mai mica o are Opelul (117.8kW). La fel camodelele de mai sus si modelele M2(Fiat) si M8(Lancia) au parametriienergetici aceaiasi datorita faptului ca folosesc acelasi tip de motor. Parametriievidentiati in figurile 1.12 ; 1.13 si 1.14 sunt puterea specifica, consumul mediuin litri la 100 de km parcursi si emisiile de dioxid de carbon pe 1 km parcurs.Dina ceste figuri putem observa ca modelul M6 (Seat Leon) consuma cel maimult si emisiile de CO2 sunt cele mai mari, de aici rezultand ca emisiile suntdirect proportionale cu consumul. Acest model are un consum mediu de

6l/100km si emisii de CO2 de 159 g/km. Cel mai bun din punctul de vedere alacestor parametrii energetici este modelul 1 (Alfa Romeo Giullietta) cu cel maimic consum, cea mai mare putere specifica si cele mai mici emisii de CO2(0.069 kW/kg ; 4.7l/100km ; 124 g/km) Modelul cu cea mai mica puterespecifica este modelul 4 Opel Astra (0.06 kW/kg).

1.6. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta

Pe baza analizelor făcute pe modelele de automobil similare se poatestabili tipul de autovehicul cu caracteristicile sale ce va urma să fie proiectat.Pentru acesta se alege un model preferenţial ale cărui caracteristici vor predomina în proiectarea automobilului impus prin temă.

Se va proiecta un autoturism cu o carosorie tip hatchback, cu cinci locuri

ce va fi echipat cu un motor tip MAC de aproximativ 2000 si o tractiune pe puntea fata. Viteza maxima va fi in jurul valorii de 215 Km/h iar panta maxima



Proiect Automobile

30

va fi de 35%. Masa totala a autoturismului va fi de pana la 1750 Kg si va fiechipat cu pneuri radiale, similar cu Volskwagen Golf si Seat Leon.

Forma autoturismului ce se va proiecta trebuie sa tina cont de mai multe aspecte.

In primul rand de tema, ce impune o caroserie hatchback. In al doilea rand setine cont de modelele similare alese. In al treilea rand, dar nu in ultimul rand,trebuie sa se tina cont si de motorul ce va echipa autovehiculul, care va fi in

legatura directa cu performantele acestuia. De aceea, designul trebuie sa fie unulsportiv dar nu deosebit de agrsiv, deoarece tema impune o viteza maxima de

doar 215 km/h iar caroseria este hatchback.

Cap. 2. Studiul organizării generale şi a formei constructive pentruautoturismul impus prin temă

Forma autoturismului ce se va proiecta trebuie sa tina cont de mai multe aspecte.In primul rand de tema, ce impune o caroserie hatchback. In al doilea rand se

tine cont de modelele similare alese, implicit de dimensiunile alese in capitolulanterior pe baza histogramelor. In al treilea rand, dar nu in ultimul rand, trebuiesa se tina cont si de motorul ce va echipa autovehiculul, care va fi in legatura

directa cu performantele acestuia. De aceea, designul trebuie sa fie unul sportivdar nu deosebit de agrsiv, deoarece tema impune o viteza maxima de doar 215

km/h iar caroseria este hatchback.

2.1.Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si masiciai autoturismului precum si ai subansamblurilor acestuia

Determinarea parametrilor dimensionali si masici ai autovehiculului se va face prin metoda intervalului de incredere,[3]

Etapele metodei intervalului de incredere:

a) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametrul x j:



Proiect Automobile

31

(2.1)

, in care x j este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j, iar Nms estenumarul de modele similare la care se cunoaste valoarea parametrului x.

b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv:

(2.2)

c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv:

(2.3)

d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii

, k=Nms-1 (2.4)

(2.5)

t(0.95;9)=2.262 ,[4,tab IV] (2.6)

Alegerea valorii parametrului din interval,xϵIx.

2.1.1.Predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori

Tab 2.1 Valoarea principalilor parametri dimensionali exteriori

Parametru Valorix j Valoare medie Abaterea medie Coeficientul de variatie Intervalul dexales

[mm



Proiect Automobile

32

[mm] [mm] patraticaSx[mm]

a valorilorC vx

incredereIx

]

Ampatament

26342600

26482685257825782640270026122575

2625 44 1.68 2593-2656

2630

Latimeatotala

1798

179218231814176517681808179718101779

1795.4 20 1.11 1781-1810

1800

Inaltimeatotala

1465149814841510142314551471149915261480

1481.1 30 2.03 1460-1503

1480

Lungimeatotala

435143364358441942924315429545204275

4199

4336 87 2 4274-4398

4340

Consola fata 955 924 45 6.09 892-956 920



Proiect Automobile

33

974-

974881

941862-

924880

Ecartamentfata

1554153815441544153415351546153815311541

1540.5 7 0.451536-1546 1540

Ecartamentspate

15541532

15341558150715111547153115251514

1531.3 18 1.76 1518-1544

1530

Garda la sol

1121221081171219812012311689

112.6 11.3 10.04 105-121 113

Consola

spate

762762

-760774 31 5 752-796 770



Proiect Automobile

34

833796792

-

739746

S-a folosit metoda intervalului de incredere si s-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta:

Ampatamentul: 2630mm

Latimea: 1800mm

Inaltimea: 1480mm

Lungimea totala: 4340mm

Consola fata: 920mm

Consola spate: 770mm

Ecartament fata: 1540mm

Ecartament spate: 1530mm

Garda la sol: 113mm

Se alege o lungime totala a autovehiculului ce va fi proiectat aproape delimita superioara pentru a avea un spatiu util mult mai mare.Latimea totala va fi de1800 de mm pentru a avea o stabilitatea mai buna.Inaltimea totala este de 1480 mmoarecum aleasa la mijlocul intervalul pentru a putea avea o garda la sol cat de catmai mare si pentru o stabilitate buna.Consola fata este de 920 mm siconsola spate

770 mm pentru a putea avea loc pentru amplasarea motorului.Ecartamentul spate este de1530mm iar ecartamentul fata este de 1540mm mai mare deoarece estespecific sasiului caroseriei hatchback.Garda la sol este de 113 mm ideala pentruoras cat si pentru teren accidentat.

2.1.2.Predeterminarea principalilor parametri masici

Tab 2.2 Valoarea principalilor parametri masici



Proiect Automobile

35

Parametr

u

Valori

x j [kg]

Valoare

medi

e

[kg]

Abaterea

medie

patraticaSx[kg]

Coeficientul

devariatie

avalorilor

C vx

Intervalulde

incredereIx

xales [kg/

mm]

Masaproprie

liniara

0.530.550.540.570.530.520.520.530.530.52

0.53 0.016 3.02 0.52-0.54 0.53

S-a folosit metoda intervalului de incredere si s-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta:

Masa proprie liniara: 0.53 kg/mm]

Atunci m0=m0l*L=0.53*2630=1394kg(2.7)

Se alege m bag= 5bagaje*8kg=40kg

(2.8)msofer =75kg=m pasager

(2.9)

Rezulta pentru automobilul ce se va proiecta o masa utila:

mu=75+(75+5)*N+m bag=75+(75+5)*5+40=515kg

(2.10)



Proiect Automobile

36

deci masa totala va fi:

ma=m0+mu=1394+515=1909kg(2.11)

2.1.3.Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici aiprincipalelor subansambluri ce compun autovehiculul impus prin tema

In tabelul de mai jos, sunt prezentati principalii parametrii masici ai principalelor subansambluri ce compun autovehiculul ce se va proiecta:

Tab 2.3 Principalii parametrii masici ai subansamblurilor

Nr.

crtDenumire subansamblu

Formageometrica

1 Motor – transmisie 16.9 16.5 235.6 230

2 Rezervor de combustibil

plin

3.1 3.2 43.2 45

recales

m j

m010 m j.cal m j.ales



Proiect Automobile

37

3 Sistem de evacuare 2 1.8 27.9 25

4 Punte faţă 7.2 7.17 100.4 100

5 Punte spate 5.2 5.02 72.5 70

6 Sistem de direcţie 1.9 1.8 26.5 25

7 Instalaţia electrică şi bateria de acumulator

1.9 1.8 26.5 25

8 Roţile 5.5 5.3 76.7 74

9 Caroserie, uşi şi geamuri 53 51.3 738.8 715

10 Scaun conducător auto şiscaun pasager

- 2.15 - 30



Proiect Automobile

38

11 Banchetă spate şi spătar - 1.8 - 25

12 Roată rezervă şiechipament auxiliar

- 1.08 - 15

13 Radiator - 1.08 - 15

TOTAL 100 - 1394

2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiva interiorului postului de conducere

2.2.1.PRINCIPALELE DIMENSIUNI INTERIOARE ALEAUTOMOBILELOR



Proiect Automobile

39

Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentareaurmatoarelor caracteristici dimensionale:

1) Organizarea si dimensiunile postului de conducere

2) Amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasagaeri sidimensiunile acestora

3) Dimesiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon,etc)

4) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului

Organizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilescsi se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.

2.2.2. MANECHINUL BIDIMENSIONAL SI POSTUL DECONDUCERE

Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plasticacrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin; consta din tors sisegmentele picioarelor asamblate cu articulatii prevazute cu scari pentrumasurarea unghiurilor.



Proiect Automobile

40

Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului ls pentru gamba si lt pentru coapsa deoarece s-au constatat cadimensiunile torsului variaza nesemnificativ. Cele trei manechine suntsimbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificatia acestui procentajeste urmatoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 inseamna ca dintr-un numarde adulti, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel multegale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentrumanechinul cu procentaj 50, 50% din numarul de adulti au lungimile segmentelorls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acesteitipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 10, 10% dinnumarul de adulti au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale culungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin. Numarul deadulti s-a stabilit dupa criterii statistice.Dimensiunile segmentelor ls si lt sunt prezentate in tab 2.3 :

Tab 2.3 Tipodimensiunea manechinuluiTipodimensiuneamanechinului [%] 10 50 90

ls [mm] 390 417 444lt [mm] 408 432 456

Fig.2.1 Manechin bidimensional tip 90



Proiect Automobile

41

Pozitia manechinului pe scaunul soferului este definita de dimensiunile a si b (pozitia articulatiei H a soldului fata de partea verticala a panoului despartitorde compartimentul motorului, respectiv fata de podea), de unghiul α dintre axatorsului rezemat pe scaun si verticala, de unghiurile β, γ si δ care reprezintaunghiurile principalelor articulatii (sold, genunchi si respectiv glezna) alemanechinului bidimensional. Manechinul in aceasta pozitie este prezentat infigura urmatoare:



Proiect Automobile

42

Fig.2.2 manechin bidimensional la postul de conducere

Recomandari pentru scaunul soferului si a pasagerului din fata: Partea incliunata a podelei nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm;

Inaltimea articulatiei H deasupra podelei nu trebuie sa fie mai micade 100mm;

Scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relativefata de parbriz si fata de comenzi atat in directie longitudinala cat siin directie verticala

Verificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si joscu manechinul 90, apoi se verifica pozitia medie cu manechinul 50si pozitia maxim fata si sus cu manechinul 10

Valorile medii recomandate unghiurilor α, β, γ, δ sunt prezentate intabelul urmator:



Proiect Automobile

43

Tab 2.4 Valorile medii recomandate ale unghiurilor

Pozitionarea punctului superior F al manechinului bidimensional fatade acoperis trebuie sa respecte dimensiunile din figura

Fig. 2.3 Pozitia manechinului fata de pozitia acoperisului

Distanta dintre punctul F si linia interioara a acoperisului nu trebuie sa fie

mai mica de 100-135 mm. Se adauga 15-25 mm grosimea totala a acoperisului si20-40 mm care tine cont de curbura transversala a acoperisului si de amplasarealaterala a scaunului. Punctul F se pozitioneaza pe o dreapta ce trece prin punctulH si este inclinata fata de verticala cu 8o, la o distanta de 765 mm carecorespunde manechinului 50 care sta pe scaunul plasat in pozitia mediana.

Observatie: Dispunerea pasagerilor pe bancheta din spate respecta

recomandarile de mai sus cu verificarea suplimentara ca, intre piciorul

Unghiul [⁰ ] Dimensiunile limita [mm] Dimensiunile alese [mm]

α 20-30 20

Β 60-110 90

Γ 80-170 140

Δ 75-130 110



Proiect Automobile

44

pasagerului din spate si conturul partii din spate a scaunului sofer plasat in pozitia extrema spate si jos sa existe un spatiu minim.

2.2.3. Dimensiunile volumului util

Dimensiunile portbagajului sunt stabilite in functie de tipul, destinatia siconstructia automobilului.Dintre dimensiunile care caracterizeaza acestezone ale automobilului se mentioneaza:

Marimea volumului util exprimata in dm3 sau in m3

Dimensiunile volumului util: lungime x latime x inaltime exprimatain [mm]

Volumul si dimensiunile unor elemente constructive care optureazavolumul util ca de exemplu pasajele rotilor, locasul rotii de rezerva,etc

Nivelul suprafetei utile fata de sol exprimat in [mm];

Pasul scaunelor,a banchetelor, marimea suprafetelor libere,dimensiunile scarilor si a usilor de acces.

Spaţiul util al automobilul de proiectat va avea următoarele caracteristici: - volumul spaţiului de portbagaj de 450 l (dm3), cu următoarele dimensiuni: - lungime: 1300mm;- lăţime: 800mm;- înălţime: 430mm.



Proiect Automobile

45

2.2.4. Amenajarea interioara a autoturismelor

In cazul autoturismelor , cabina pentru pasageri este amplasata la mijloctotdeauna 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 macarale pentru geamuri fara proeminente

montarea unor „air -bag-uri” frontale sau laterale

tapisarea butucului volanului, a bordului si a parasolarelor

folosirea coloanei de directie telescopice si a unui volan usordeformabil in directie axiala

montarea parbrizului incat la deformarea caroseriei geamul sa sara in

afaraDimensiunile principale ale postului de conducere si limitele de

amplasare a organelor de comanda manuala la autoturisme si vehiculeutilitare se aleg conform STAS 6698/1-81, astfel incat acestea sa fie in permanenta in raza de actiune determinata de dimensiunile antropometriceale conducatorului.

In figura 2.4 sunt prezentate,dupa recomandarile STAS 12613-88,dimensiunile postului de conducere,iar in tabelul 2.5 sunt prezentatelimitele de modificare a acestor marimi.



Proiect Automobile

46

Fig 2.4 Dimensiunile postului de conducere

Tab 2.5 Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducere

Nr.Crt.

Dimensiunea Limita demodificare

Valoarealeasa

1 Unghiul de inclinare spre inapoi,β [°] 9 ... 33 20

2 Distanta verticala de la punctul R la punctul calcaiului, Hz [mm]

130 ... 320 200

3 Cursa orizontala a punctului, R [mm] min 130 850

4 Diametrul volanului, D [mm] 330 ... 600 400

5 Unghiul de inclinare a volanului,α [°]

10 ... 70 40

6 Distanta orizontala intre centrulvolanului si punctul calcaiului, Wx[mm]

660 ... 152 530



Proiect Automobile

47

7 Distanta verticala intre centrulvolanului si punctul calcaiului, Wz[mm]

530 ... 838 700

Punctul R (fig 2.4), defineste punctul de referinta al locului de asezare(al scaunului) si reprezinta centrul articulatiei corpului si coapsei unuimanechin bidimensional, conform STAS R 10666/3-76, sautridimensional, conform STAS R 10666/2-76 si regulamentul nr.35 ECE-ONU.Punctul R este un punct stabilit constructiv de catre producator siindicat pentru fiecare scaun determinat in raport cu sistemul de referintatridimensional.

In ceea ce priveste postul de conducere, pentru determinareacorectitudinii scaunului fata de comenzi, se aplica metoda recomandata deSTAS 12613-88 si norma ISO 3958-77, care stabileste o infasuratoare adistantelor maxime de actiune ale unei maini a conducatorului asezat pescaun, cu cealalta mana pe volan si piciorul drept pe pedala de acceleratie,avand montata o centura de siguranta cu trei puncte de sprijin.

Comenzile luminilor de drum, avertizorul luminos, semnalizariischimbarii directiei,luminilor de pozitie spate si laterale,avertizarii sonore,

stergatorului si spalatorului de parbriz trebuie sa fie amplasate in zona deactionare a mainii conducatorului autovehiculului.

2.3. Intocmirea schitei de organizare generala

Motorul va fi plasat transversal, la fel ca la majoritatea modelelor etalon, avandambreiajul in stanga motorului, iar schimbatorul de viteze in continuareaambreiajului.

Rezervorul se va pozitiona deasupra puntii din spate, sub bancheta pasagerilor din spate, departe de commpartimentul motorului, din motive desiguranta. Roata de rezerva se va pozitiona in consola spate, in continuarearezervorului, sub compartimentul portbagajului, creand astfel o incarcaresuplimentara pe puntea din spate.



Proiect Automobile

48

2.4.Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului şi aparametrilor de stabilitate longitud inală şi transversală

2.4.1 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului atât lasarcină nulă câtşi la sarcină utilă maximă constructivă .

Determinarea centrului de greutate al automobilului se va face atât laîncărcare nulă câtşi la încărcare utilă maximă constructivă.

Coordonatele centrului de greutate al automobilului sunt date de relaţiile:

- Coordonata pe x: ∑∑ (2.12)

- Coordonata pe z: ∑∑

(2.13)

unde:

{ î ţă î Determinarea centrului de greutate al automobilului se face alegând un

sistem de axe xoz ,unde axa X este în lungul automobilului şi axa Z este perpendiculară pe planul carosabil.

Alegerea poziţiei originii sistemului de axe se poate face în două moduri:

Originea se află în centrul petei de contact. Particularitatea acestuia estecă la determinarea centrului de greutate vor fi şi cote negative. Originea se află la intersecţia dintre dreapta tangentă la extremitatea faţă aautomobilului şi planul căii de rulare. In acest caz nu vor fi cote negative.



Proiect Automobile

49

În legătură cu poziţia centrului de masă pentru o persoană aşezată pescaun, în sensul de mers al automobilului, în cazul scaunelor reglabile, centrulde masă se află la distanţa de 100 mm faţă de punctul R. Înălţimea centrului demasă pe verticală , faţă de punctul R, are valoarea medie de 180 mm.

Pentru determinarea centrului de greutate al automobilului se va întocmiun tabel în care se va trece denumirea fiecărui subansamblu precum şi poziţiacentrului de masă al acestuia.

Poziţia originii sistemului de axe pentru automobilul de proiectat se vaalege in centrul petei de contact.

a) Determinarea centrului de greutate al automobilului la încărcarenulă.

Tabel 2.6 Masele componentelor principale si pozitiile centrelor de greutate aleacestora cand automobilul este gol

Nr.crt Denumire subansamblu m j

[kg]x j

[mm]z j

[mm]x jm j

[mm*kg]z jm j

[mm*kg]1 Motor – transmisie 230 -421 526 -96830 120980

2 Rezervor de combustibil plin 45 2258 608 101610 27360

3 Sistem de evacuare 25 184 335 4600 8375

4 Punte faţă 100 0 315 0 31500

5 Punte spate 70 2528 313 176960 21910

6 Sistem de direcţie 25 171 550 4275 13750

7 Instalaţia electrică şi bateria deacumulator

25 -52 805 -1300 20125

8 Roţi fata 37 0 315 0 11655

9 Roti spate 37 2528 313 93536 11581

10 Caroserie, uşi şi geamuri 715 1457 721 1041755 515515

11 Scaun conducător auto şi scaun pasager

30 1300 452 39000 13560

12 Banchetă spate şi spătar 25 2227 519 55675 12975

13 Roată rezervă şi echipamentauxiliar 15 2864 546 42960 8190



Proiect Automobile

50

14 Radiator 15 -776 480 -11640 7200

15 Sofer 75 1250 600 93750 45000

Σ 14691763891 869676

Determinarea încărcărilor la cele două punţi în cazul automobiluluineîncărcat se face cu următoarele formule:

- Puntea faţă: (2.14)

-

Puntea spate: (2.15)

Coordonatele centrului de greutate al automobiluluineîncărcat sunt:

b) Determinarea centrului de greutate al automobilului la încărcaremaximă

Tabel 2.7 Masele componentelor principale si pozitiile centrelor de greutate aleacestora cand automobilul este complet incarcat.

Nr.crt Denumire subansamblu m j [kg] x j [mm] z j

[mm]x jm j

[mmkg]z jm j

[mmkg]1 Motor – transmisie 230 -421 526 -96830 120980

2 Rezervor de combustibil 45 2258 608 101610 27360

3 Sistem de evacuare 25 184 335 4600 8375

4 Punte faţă 100 0 315 0 31500

5 Punte spate 70 2528 313 176960 21910

6 Sistem de direcţie 25 171 550 4275 13750



Proiect Automobile

51

7 Instalaţia electrică şi bateria de acumulator

25 -52 805 -1300 20125

8 Roţi fata 37 0 315 0 11655

9 Roti spate 37 2528 313 93536 1158110 Caroserie, uşi şi geamuri 715 1457 721 1041755 515515

11 Scaun conducător auto şiscaun pasager

30 1300 452 39000 13560

12 Banchetă spate şi spătar 25 2227 519 55675 12975

13 Roată rezervă şiechipament auxiliar

15 2864 546 42960 8190

14 Radiator 15 -776 480 -11640 720015 Sofer 75 1250 600 93750 45000

17 Pasager fata 75 1250 600 93750 45000

18 Pasageri spate 225 2506 605 563850 136125

19 Bagaje 75 2869 644 215175 48300

Σ 1844 2417126 1099101

Determinarea încărcărilor la cele două punţi în cazul automobilului încărcatla sarcină maximă se face cu următoarele formule:

- Puntea faţă: (2.16)

- Puntea spate: (2.17)

Coordonatele centrului de greutate al automobilului încărcat sunt:

a= 1310 mm

b=1320 mm



Proiect Automobile

52

Ȋn figura 2.5 se prezintă centrul de greutate al automobilul la sarcină nulăCentrul de greutate la sarcină nulă este notat cuC G0 iar in figura 2.6 este prezentat centrul de greutate la sarcină maximă care este notat cuC G .

2.4.2 Determinarea parametrilor de stabilitate longitudinală şi transversală

În faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut în vedere factorii geometrici: raza longitudinală şi transversală detrecere,garda la sol,unghiul de atac şi de degajare. Definitivarea lor se face odatăcu schiţa de organizare generală şi a desenului de ansamblu.

Automobilul de proiectat va avea caracteristicile de stabilitate date întabelul 2.8.

Tab. 2.8 Caracteristici de stabilitate

Parametru Valoarerecomandata

Valoarealeasa

Garda la sol [mm] 90-120 113Unghiul de atac [ ] 10-20 15Unghiul de degajare [0] 15-20 18

Factorii mecanici ai capacităţii de trecere definesc interacţiunea dintreautomobil şi mediul înconjurător şi legătura cu deplasarea acestuia pe un anumitdrum.

Condiţiile cele mai dificile laînaintare, pentru automobile sunt la urcarea pantei maxime impusă prin tema de proiectare.

Ţinând cont că automobilul de proiectat are tracţiune integrala se vorutiliza următoarele expresii pentru unghiul limită de patinare şi răsturnare.

- Unghiullimită de patinare: (2.18)

- Unghiul de răsturnare:

(2.19)



Proiect Automobile

53

Panta maximă din tema de proiectare este de 35% adică un unghi de190.Condiţiile de stabilitate longitudinală, la deplasarea automobilului pe pantă

maximă impusă sunt: (2.20)

Fig 2.5 Dependenta α pa de φx si unghiul pantei maxime

0

5

10

15

20

25

30

35

40

4550

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2

α pa[o]

ϕ x



Proiect Automobile

54

2.5 Alegerea anvelopelor si a jantelor

Pneul reprezinta partea elastica a rotii si este format din anvelopa sicamera de aer.

Pentru alegerea pneurilor este necesar sa cunoastem incarcarea statica pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime calculate.

(2.21)

unde: Zpj – reprezinta incarcarea statica pe pneu pentru puntea j

Gj – reprezinta incarcarea statica la puntea j

Npnj – reprezinta numarul de pneuri al puntii j

j=1…Np (numar de pneuri)

Aplicand formula de mai sus,pentru puntea fata obtinem:

Z p1= =

= 459.25 daN

(2.22)

Respectiv pentru puntea spate :

Z p2= = 462.75 daN(2.23)

Capacitatea portanta necesara a pneului (definita ca fiind incarcarea radialamaxima suportata de acesta ) va fi:



Proiect Automobile

56

Valoarea razei statice,r s,in cazul anvelopelor radiale se obtine cu formula:

r r =1.04r s(2.29)

Rezultatele obtinute sunt centralizate in tabelul 2.9

Tab 2.9 Parametrii constructivi pentru modelul anvelopei

Simbolizare

anvelopa

latimea

sectiuniiBu

[mm]

diametrul

exteriorDu

[mm]

raza

liberar 0

[mm]

razastatica

r s

[mm]

raza

derulare

rr

[mm]

presiunea

aerului pa

[bar]

vitezamaxima

Vmax

[km/h]

Spate

225/45R1785V

225 635 318 286 297 2.5 240

Fata

225/45R1785V

225 635 318 286 297 2.5 240



Proiect Automobile

59

7. Ecartament fata: 1540mm 8. Ecartament spate: 1530mm 9. Garda la sol: 113mm

b) cu ajutorul formulei:

bu pbaa f t h B N h H l c A )(max (3.2)

unde: cf = 0.89 – coeficient de forma ;

la - latimea automobilului ;

h b - distanta de la sol la partea cea mai joasa a autovehiculului ;Bu -latimea anvelopei;

Np = 2 – numarul de pneuri.

Conform relatiei (3.2) avem:

Atmax=0.89*1800*(1480-113)+2*225*113= 2.0354 m2

Prima metoda, cea a planimetrarii, este recunoscuta ca o metoda mai precisa, astfel ca vom adopta Atmax=2.007 m2.

c) Determinar ea coeficientul ui de rezistenta a aerul ui

Valoarea coeficientului de rezistenta a aerului se adopta din tabelulurmator, conform [3]:

Tab. 3.2 Valorile coeficientului de rezistenta a aerului in functie de arie

Tipul A [m2] cx

Automobil sport 1.0…1.3 0.20…0.25

Automobil cu caroserieinchisa

1.6…2.8 0.30…0.50

Autoturism cu caroseri 1.5…2.0 0.65…0.80



Proiect Automobile

60

deschisa

Autobuz 3.5…7.0 0.70…0.80

Autocamion cu platformadeschisa

3.0…5.3 0.90…1.0

Autofurgon 3.5…0.8 0.60…0.75

Tinand seama de modelele asemanatoare, dar in special de modelul alesca fiind preferential VW Golf 6 se adopta pentru autovehiculul de proiectat uncoeficient de rezistenta al aeruluicx=0.31

d) Determinarea randamentul ui transmisiei

Pentru propulsarea autovehiculului, puterea dezvoltata de motor trebuie safie transmisa la rotile motoare ale acestuia. Transmiterea miscarii de la motor pana la rotile motoare se face prin intermediul organelor transmisiei, careconsuma o parte din energia transmisa pentru a acoperi pierderile produse prinfrecari. Aceste pierderi se pot evidentia prin randamentul transmisiei εt.

Randamentul schimbatorului de viteze creste odata cu momentul transmissi scade la cresterea turatiei.

Vom considera conform recomandarileor din lucrarea bibliograficarandamentul transmisieiε t = 0,92.

3.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare infunctie de viteza automobilului

Pentru determinarea rezistentelor la inaintare, si a puterilorcorespunzatoare, va trebui mai exact sa se determine rezistenta la rulare (R rul),rezistenta la panta (R p), rezistenta aerului (R a) si rezistenta la demarare (R d).

Se vor considera douacazuri de deplasare:

- deplasarea in palier => α p = 0° - panta nula



Proiect Automobile

61

- deplasarea pe un drum modernizat cu panta p= 8%

Daca consideram ca automobilul se deplaseaza la viteza constanta,inseamna ca acceleratie este nula, ceea ce implica ca rezistenta la demarare,respectiv puterea necesara invingerii acestei rezistente sunt nule: R d=Pd=0.

Rezistenta la rulare – R rul= f(V)*Ga*cosα p [daN] (3.3)

iar Ga = 1844 daN

unde Ga este greutatea totala a autovehicului

p este unghiul pantei

Puterea necesara invingerii rezistentei la rulare :

(3.4)

Rezistenta la panta - Rp = Ga*sinα p = 0 daN(3.5)

=> Autovehiculul rulează in palier , α p = 0

=> Pentru deplasarea pe drumuri modernizate (8%) α p=4.57=> R p=1844*sin4.57= 146.92 daN, fiind aceeasi indiferent de viteza dedeplasare.

Puterea de invingere a rezistentei la panta

Pp [kW](3.6)

=>P p in palier este egala cu 0 kW



Proiect Automobile

64

Se poate observa ca in jurul valorii de 60km/h, Prul are o pondere putin maimare decat Pa,in timp ce in jurul valorii de 110km/h, cele doua puteri necesareinvingerii rezistentelor sunt aproape egale,ca si in cazul rezistentelor.La vitezamaxima a automobilului,Pa devine mai predominanta decat Prul,din nou , ca siin cazul rezistentelor la inaintare.Prul predomina pana in jurul vitezei de110km/h.Peste aceasta valoare,Pa devine importanta.

In cazul deplasarii pe o panta de 8% pe langa rezistentele care apar la deplasarea

in palier mai apare si rezistenta la panta precum si puterea necesara invingeriiacesteia.

Valorile acestora sunt centralizate in tabelul 3.4

Tab. 3.4 Valorile rezistentelor si puterilor de invingere a acestora la deplasareain panta pe drum modernizat

V[km/h] 0 30 60 90 120 150 180 200

f 0.016115 0.01607 0.016359 0.017071 0.018108 0.019658 0.02185 0.0Rrul[daN] 29.62156 29.53885 30.07007 31.37882 33.28497 36.13408 40.16327 43Ra[daN] 0 2.63824 10.55296 23.74416 42.21184 65.956 94.97664 117Rp[daN] 146.92 146.92 146.92 146.92 146.92 146.92 146.92 1ΣR[daN] 176.5416 179.0971 187.543 202.043 222.4168 249.0101 282.0599 307Prul[kw] 0 2.461571 5.011678 7.844705 11.09499 15.05587 20.08164 24.Pa[kw] 0 0.219853 1.758827 5.93604 14.07061 27.48167 47.48832 65.Pp[kw] 0 12.24333 24.48667 36.73 48.97333 61.21667 73.46 81.6ΣP[kw] 0 14.92476 31.25717 50.51075 74.13894 103.7542 141.03 170

0

20

40

60

80

100

120

0 50 100 150 200 250

P [ k W ]

V[km/h]

Prul[kw]

Pa[kw]

ΣP[kw]



Proiect Automobile

65

Dependenta rezistentelor de viteza de deplasare pe un drum modernizat cu pantade 8% este redata in Fig. 3.3.

Fig. 3.3 Dependenta rezistentelor de viteza

Se poate observa ca in jurul vitezei de 50km/h Rp predomina avand o valoare deaproximativ 5 ori mai mare decat Rrul si de aproximativ 10 ori mai mare decatRa. In jurul vitezei de 110km/h, Rrul si Ra sunt aproape egale in timp ce Rpramane constanta.La viteza maxima a automobilului, Ra devine predominanta,depasind Rp,in timp ce Rrul are o crestere usoara de la viteza de la 120km/h.In Fig 3.4 este redata dependenta de viteza a puterilor necesare invingeriirezistentelor in cazul deplasarii pe acelasi drum.

Fig. 3.4 Dependenta de viteza a puterilor necesare invingerii rezistentelor

0

50

100

150

200

250

300

350

0 50 100 150 200 250

R [ d a N

]

V[km/h]

Rrul[daN]

Ra[daN]

Rp[daN]

ΣR[daN]



Proiect Automobile

66

Din figura se poate observa ca in jurul vitezei de 50-70km/h, Prul si Pa au ovaloare apropiata, Prul fiind putin mai mare. Pp este predominanta. In jurulvitezei de 110km/h, Prul si Pa sunt aproape egale in timp ce Pp isi pastreazaavantajul. La 215km/h, Ppsi Pa au valorile aproximativ egale Pp fiind cu foarte putin mai mare 2-3 kW. Prul are valoarea cea mai mica.In figura 3.5 este redata dependenta de viteza a coeficientului de rezistenta larulare a pneului.

Fig 3.5 Dependenta de viteza a coeficientului de rezistenta la rulare

0

50

100

150

200

250

0 50 100 150 200 250

P [ k W ]

V[km/h]

Prul[kw]

Pa[kw]

Pp[kw]

ΣP[kw]

0

0.005

0.01

0.015

0.02

0.025

0.03

0 50 100 150 200 250

f [ - ]

V[km/h]

f(V)

f(V)



Proiect Automobile

67

CAP. 4 PREDETERMINAREA CARACTERISTICII LA SARCINATOTALA A MOTORULUI.ALEGEREA MOTORULUI PENTRU

AUTOMOBILUL IMPUS PRIM TEMA

4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului dinconditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier.

Prin caracteristica exterioară, se inţelege funcţia de dependenţă amomentului motor si a puterii motorului faţă de turaţie, la admisiune totala,reglajele motorului si temperatura de funcţionare fiind cele optime. Se impune printemă o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului în treapta deviteze cea mai rapidă (priza directa sau echivalentul ei), în palier. Pentru a aveao anumită acoperire din punct de vedere al puterii, se admite că atingerea lui

se obţine pe o pantă foarte mică =(0,05…0,3)%, rezultând în acest fel o putere maximă ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier=0.

Pentru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata :

(4.1)

unde: P r reprezinta puterea disponibila la roata; P rul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a

autovehiculului; P p reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei; P a reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; P d reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a

autovehiculului.

Din conditia caV=V max rezulta:



Proiect Automobile

68

, de unde rezulta ca Rd =0 si implicit P d =0.Facand inlocuirile in relatia (4.1) rezulta:

(4.2)

unde: )= (215km/h)= 0,02517 reprezinta coeficientul de rezistenta larulare corespunzator vitezei maxime;

=1844daN reprezinta greutatea autovehiculului; α p0=arctg(0,00175)=0,1⁰ calculate pentru p0 din intervalul 0,05…0.3%,

reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului;

Cunoscand toti termenii, din relatia (4.2) se poate determina P=P Vmax: P Vmax= (4.3)

unde P 1 reprezinta termenul drept al relatiei (4.2). In consecinta, vom avea:

P Vmax= =120.2kW

Insemnand puterea de 163.4 CP.unde:

ηt =0,92; k =0,06125·C x, iarC x=0.31 este cel predeterminat in subcapitolul anterior.

In continuare se va folosi aceasta putere pentru trasarea caracteristiciiexterioare folosind urmatoarea relatie:

]][)()()()()()[( 3,

2,,max kW

nn

nn

nn

P P p p p

(4.4)

unde n p reprezinta turatia la puterea maxima, α, β, γ sunt coeficienti deforma ai caracteristicii, valabili pentru domeniul turatiilor din vecinatatea lui nM,

si anume domeniul turatiilor joase, iar α’, β’, γ’ sunt coeficienti de forma aicaracteristicii, valabili pentru domeniul turatiilor din vecinatatea lui n p,si anumedomeniul turatiilor ridicate.

Expresiile acestor coeficienti sunt:

α = β = γ =



Proiect Automobile

69

α’ = β’ = γ’ =

unde Ca si Ce reprezinta coeficientul de adaptibilitate al motorului si,respectiv, coeficientul de elasticitate al motorului. Cum se constata, coeficientiide forma depind de marimile relative Ca si Ce si nu de valorile in sine ale puterii maxime.

In general Ca si Ce au urmatoarele expresii:

p M M

aC ma x

(4.5) P

M nn

eC (4.6)unde: Mmax – momentul maxim dezvoltat de motor

M p – momentul la putere maxima

nM – turatia la momentul maxim

nP – turatia la putere maxima

Tinand seama de modelele similare, pentru automobilul de proiectat seconsidera urmatoarele valori pentru momentul maxim Mmax, turatia la momentulmaxim nM si turatia de putere maxima n p:

Mmax=350 Nm nM=2500 rot/min nP=4000 rot/min

Momentul motor la putere maxima este determinat pe baza urmatoarelorrelatii:

M p = = = = 287Nm

(4.7)

De aici rezulta pentru Ca si Ce urmatoarele valori:Ca = 1,219 Ce = 0,625



Proiect Automobile

70

Cunoscand Ca si Ce, se calculeaza valorile coeficientilor de forma aicaracteristici motorului utilizand relatiile:

α = = 0.61 (4.8)

β= =1.95(4.9)

γ= =1.56(4.10)

α’= =0.89(4.11)

β’= =1.22(4.12)

γ’= =1.11

(4.13)

In continuare se va determina puterea necesara atingerii vitezei maximafolosind relatia urmatoare:

maxmax max 2

V V

n P P f

(4.14)

Definim raportul nvmax/n p - raportul de turatie la viteza maxima:

p

V

nn max

(4.15)

PentruM AC - conform recomandarilor, avem intervalul de variatie ϵ(0,9...1) ;



Proiect Automobile

71

alegem: =0.9

Se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic cu ajutorul relatiei:

max

maxV P P

f , (4.16)

unde

=> f( )=0.89*0.9+1.22*0.92- 1.11*0.93 = 0.98

Deci Pmax = 120.2/0,98= 122.65≈ 123 kW

Pentru determinarea caracteristicii motorului se stabileste intervalul devariatie al turatiei [nmin,nmax] conform relatiilor:

nmin= 0.2 * n p = 0.2 * 4000 = 800 rot/min(4.17)

nmax= n p = 4000 rot/min(4.18)

nmed= (nmax + nmin)/2= 2400 rot/min(4.19)

Prin urmare intervalul ales va fi (800 ; 4000).

Pentru modelarea curbei momentului motor se utilizeaza urmatoarea relatiecare arata dependenta momentului in functie de putere:

M= 955,5 [Nm](4.19)

unde puterea P este data in kW iar turatia n in rot/min.

P=Pmax*f( )(4.20)

Datele obtinute sunt centralizate in urmatorul tabel, pe baza caruia sunt

determinate mai departe curba puterii si a momentului.

' ' 2 ' 3 0.540 1.909 1.454 0.995 f



Proiect Automobile

72

Tab. 4.1 Puterea si momentul pe caracteristica exterioara determinata dinconditia de viteza maxima in palier

n[rot/min] P [kW] M [Nm]

nmin=800 26.72789 319.23121000 34.51448 329.78581200 42.5387 338.71441400 50.69845 346.01691600 58.89162 351.69341800 67.01611 355.74392000 74.96981 358.16832200 82.65062 358.9667

nM=2400 89.95642 358.1392600 96.78511 355.68532800 103.0346 351.60553000 108.6027 345.89973200 113.3875 338.56793400 117.2867 329.613600 120.1982 319.02613800 122.02 306.8162

n p=nmax=4000 122.65 292.98024200 121.986 277.51824400 119.9259 260.43014600 116.3677 241.716

Pe baza acestui tabel se determina curba momentului si a puterii in fig 4.1

Fig 4.1 Caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului



Proiect Automobile

74

Pentru ca nu se cunosc variatiile P=P(n) pentru motoarele de referinta,alegereamotorului se face direct pe baza valorii puterii maxime(Pmax).Rezulta ca motorul ales va fi motorul de referinta 1 avand o puterePmax=125.3kw,superioara celui de al doilea model.

Prezentarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face in fig. 4.2

Fig 4.2 Caracteristica la sarcina totala a motorului ales

In contiuare se va reprezenta grafic diferenta dintre curbele de putere si momentin functie de turatie a modelului teoretic si a modelului referinta1 .

Fig 4.3 Suprapunerea curbelor de putere a modelului teoretic sic el ales

0

50

100

150

200

250

300

350

400

0 1000 2000 3000 4000 5000

P , M

n[rot/min]

P [kW]

M [Nm]



Proiect Automobile

82

Pentru determinarea raportului de transmitere al primei trepte, vom folosii3 criterii distincte si bineinteles vom avea 3 valori diferite, dupa care vomselecta raportul de transmitere cel mai mare, care va indeplini inplicit toateconditiile.

Aceste 3 criterii sunt:

Invingerea pantei maxime impusa prin tema Deplasarea in palier, pe drum modernizat, cu o viteza

minima stabilita Solicitarea ambreajului la cuplare,la pornirea de pe loc

5.2.1 Determinarea lui din conditi a de panta maxima impusa printema

Pentru determinarea acestui raport, scriem bilantul de tractiune in cazul pantei maxime, aceasta trebuind fi urcata cu viteza constanta redusa.

Din bilantul de tractiune se obtine:

(5.15)in care rezistenta specifica maxima a drumului se calculeaza cu relatia:

( ) ( ) (5.16)

deci

atunci

5.2.2 Determin area lui i s1 din conditi a de viteza min ima stabil ita

Acest criteriu presupune determinarea unui raport suficient de mare al primei trepte a schimbatorului de viteze pentru a fi posibila deplasarea



Proiect Automobile

86

1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelormecanice

A. Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice.

Este foarte răspândit acest tip de ambreiaj atât la camoiane cât şi laautoturisme, datorită greutăţii reduse cât şi simplităţii constructive.Reprezentatîn fig. 1.

Fig. 1 Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice. 1-volant; 2-disc ambreiaj; 3- placă de presiune; 4,5- ax; 6-pârghie dedebreiere; 7- manşon;

8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10- garnitură termoizolantă; 11-carcasă; 12-orificii practicate în volant.

Utilizarea acestui ambreiaj este recomandată în cazul în care momentultransmis nu depăşeşte 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este căfoloseşte două rânduri de arcuri de presiune, asfel se obţine o forţă de apăsaremai mare cu arcuri mai puţin rigide.



Proiect Automobile

88

Datorită avantajelor pe care le prezintă arcul diafragmă, în ultimultimp a ajuns să fie utilizat foarte mult pe autoturisme.

Considerându-se caracteristicile funcţionale şi constructive ale celor două

tipuri de ambreiaje prezentate anterior automobilul de proiectat va fi echipat cuun ambreiaj monodisc uscat, cu arc diafragmă .



Proiect Automobile

89

CAP. 2 Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor defrecare ale ambreiajului

Pentru transmiterea de catre ambreiaj a momentului motor maxim fara patinare, pe toata durata de functionare este necesar ca momentul de frecare alambreiajului Mc sa fie mai mare decat momentul maxim al motorului. In acestscop se introduce in calcul un coeficient de sigurantaβ, care ia in consideratieacest lucru. Ca urmare, momentul de calcul al ambreiajului este dat deurmatoarea relatie:

Mc= β * Mmax

(2.1)

unde β = (2.2)

La alegerea coeficientului de siguranataβ se tine seama de tipul si destinatiaautomobilului, precum si de particularitatile constructive ale ambreiajului.

Daca valoarea coeficientuluiβ este mai mare atunci ambreiajul prezintaurmatoarele avantaje si dezavantaje:

Avantaje:

- nu apare pericolul patinarii in cazul garniturilor de frecare;

- se micsoreaza lucrul mecanic de patinare, acest lucru ducand la marirea

duratei de functionare a ambreiajului.



Proiect Automobile

90

Dezavantaje:

- se mareste forta la pedala de actionare a mecanismului, iarmanevrarea lui devine mai dificila;

- cresc suprasarcinile in transmisia automobilului intrucat ambreiajulnu patineaza la aparitia unor solicitari mari.

Daca valoarea coeficientuluiβ este mica ambreiajul prezinta urmatoareleavantaje si dezavantaje:

Avantaje:

- se reduce timpul de patinare ceea ce contribuie la imbunatatirea

accelerarii automobiluluiDezavantaje:

- se mareste tendinta de patinare a ambreiajului;

- creste uzura garniturilor de frecare prin marirea duratei de patinare,respectiv a lucrului mecanic de frecare la patinare.

In timpul exploatarii automobilului, coeficientul de sigurantaβ se

micsoreaza datorita uzurii garniturilor de frecare. Aceasta datorita faptului ca prin uzura garniturilor, arcurile de presiune se destind si nu mai asigura forta deapasare initiala.

Pentru a evita patinarea ambreiajului, trebuie ca si dupa uzura garniturilorde frecare, coeficientul de siguranta sa indeplineasca conditia β ≥ 1.

Tinandu-se cont de aceste conditii, s-au adoptat urmatoarele valori alecoeficientuluiβ:

- β= 1,3- 1,75 pentru autoturisme cu capacitate normala de trecere;

- β= 2,0- 2,5 pentru autoturisme cu capacitate marita de trecere;

- β= 3,0- 4,0 pentru autoturisme de competitii sportive;

- β= 1,6- 2,0 pentru autocamioane si autobuze obisnuite;

- β= 2,0- 3,0 pentru autocamioane cu remorca sau autobuze urbane.



Proiect Automobile

91

Valorile spre limita superioara se recomanda in cazul ambreiajelor cu arcurielicoidale periferice, iar valorile spre limita inferioara in cazul ambreiajelor cuarc central diafragma.

Alegβ = 1.5 => Mc= 1.5*350 = 525 Nm

Diametrul garniturii de frecare a ambreiajului este dat de formula :

(2.3)unde:- presiunea de contact p0= 0.25 Mpa;- coeficientul de frecare µ=0.3 ;- numărul suprafeţelor de frecare i=2 ;- raza exterioară a garniturii de frecare.- s-a ales c=0.75.

(2.4)Tab 2.1 Dimensiunile garniturilor de frecare conform STAS 7793-83

D e 150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350D i 100 110 125 130 150 155 165 175 185 195g 2,5…3,5 3,5 3,5; 4,0

Conform tabelului 2.1 se adoptă Re=143 mm şi Ri=82.5 mm .

Se calculeazăraza medie: (2.5)

Determinarea forţei de apăsare asupra discurilor ambreiajului se determină dincondiţia ca momentul de frecare al ambreiajului să fie egal cu momentul de

calcul Mc



Proiect Automobile

92

Forţa de apăsare, pe discul condus , este:

(2.6)Momentul de frecare al ambreiajului este:

(2.7)

Momentul ambreiajului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul decalcul ( M c=525 da Nm), astfel garniturile de frecare pot fi considerate corectdimesionate.

Dacă se consideră forţa F uniform distribuită pe suprafeţele de frecare, presiunea p va fi dată de relaţia:

(2.8)

Aria suprafeţei garniturilor de frecare este:

(2.9)

Lucrul mecanic de frecare este dat de relaţia:

(2.10)unde:

- n - turaţia motorului la pornire se consideră 500..600 rot/min; - k – coeficient de creştere al momentului în timpul cuplării se consideră

30..50 daNm/s;- ψ – coeficientul de rezisenţă a drumului se consideră 0.1;

Pentru ambreiajul de calculat se consideră: - n=600 rot/min;

][76011523.0

103505,1 3max daN

iR

M F

m

][2.8572)5.82143()( 22222 cmi R R A ie

222

33

22

33

105.821435.82143

76023,032

32

ie

iea R R

R Ri F M

][48,526 daNm M a

][177.0)5.82143(10760

)( 2222 MPa R R

F

p ie



Proiect Automobile

95

Alegem din STAS 7793-83 valorile:

Constructiv se adoptă următoarele dimensiuni: - diametrul exterior al arcului

- diametrul interior

- numărul de pârghii z=18; - - diametrul de aşezare

- grosimea arcului s=2 mm;

Rezultă:

- momentul radial - forţa de debreiere

Forţa F determină ȋn secţiunile arcului eforturi unitare axialeσ t . Deoarececelelalte eforturi ce apar ȋn arc sunt neglijabile ȋn raport cu efortulσ t , atuncicalculul de rezistenţă se face numai pentru acest efort unitar, folosind relaţia:

* + (3.3)unde:

- E – modulul de elasticitate al materialului;- µ - coeficientul lui Poisson;- f – deformaţia arcului ȋn dreptul diametrului d2;- s – grosimea discului;- k 1, k 2, k 3 – coeficienţi de formă ce au relaţiile;

(3.4)



Proiect Automobile

97

* + (3.7)

Aceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului ȋn timpul cuplării.Pentru trasarea acestei caracteristici deformaţia arcului se va varia de la 0 pânăla 1.7h. Datele se vor centraliza ȋn tabelul 3.1, şi se va trasa caracteristicaelastică a arcului.

Tab. 3.1 Deformatia arcului functie de forta

f[mm] F [N]

f[mm] F [N]

0 0 5 313.20.5 198.7 5.5 247.61 344.5 6 187.9

1.5 443.3 6.5 139.92 501.1 7 109.6

2.5 523.6 7.5 102.83 516.7 8 125.3

3.5 486.4 8.5 1834 438.4 9 266

4.5 378.7 9.5 353.710 456

Fig. 3.1 Caracterisitca de elasticitate a arcului



Proiect Automobile

98

f[mm] F 1 [N] F 2 [N]

f[mm] F 1 [N] F 2 [N]

0 0 0 5 4500 -14320.2 791 -252 5.2 4347 -13830.4 1507 -480 5.4 4195 -13350.6 2153 -685 5.6 4048 -12880.8 2730 -869 5.8 3909 -12441 3242 -1032 6 3781 -1203

0

100

200

300

400

500

600

0 2 4 6 8 10 12

F o r t a [ N ]

f[mm]

Caracteristica de elasticitate aarcului

F [N]



Proiect Automobile

106

CAP. 4 Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului

Sistemul de acţionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobiledeoarece, faţă de sistemul de acţionare mecanic, prezintă o serie de mai multeavantaje, cum ar fi:

- limitează viteza de plasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajuluişi prin aceasta ȋncărcările transmisiei;

- randament ridicat;- posibilitatea dispunerii ȋn locul dorit fără complicaţii constructive.

Un tip desistem de acţionare hidraulic este prezentat ȋn figura 4.1

Fig. 4.1 Sistem de acţionare hidraulic al ambreiajului.



Proiect Automobile

107

Conform principiului lui Pascal rezultă relaţia:

(4.1)

unde:- d 1 - diametrul cilindrului de acţionare; - d 2 – diametrul cilindrilui de receptor.

Forţa F 2 se determină plecând de la forţa F de apăsare asupra discurilor:

(4.2)Forţa F 1 ȋn funcţie de forţa de la pedală:

(4.3)Ȋnlocuind rezultă forţa la pedală:

(4.4)unde:

-

- raportul de transmitere mecanic



Proiect Automobile

Cu acesta rezultă: .Cursa totală a pedaleiS p a ambreiajului este:

(4.9) Se adoptă , rezultă

Forţa la pedală nu trebuie să depăşească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce laobosirea excesivă a conducătorului auto.

Forţa la pedală este:

unde s-au considerat- raportul de transmitere mecanic ;- raportul de transmitere hidraulic ;- randamentul sistemului hidraulic .

Carcasa ambreiajului se monteaza pe volant si serveste drept structura derezistenta pentru asamblarea celorlalte componente ale partii

conducatoare a ambreiajului.

Carcasa ambreiajului este realizată din tabla de otel degrosime 2,5 – 4 cm. prin deformare la rece. Forma si dimensiunile sunt determinate decaracteristicile constructive si functionale ale ambreiajului. Trebuie avutaîn vedere si ventilarea ambreiajului pentru a intensifica evacuarea calduriidin piesele care se incalzesc in perioada patinarii acestuia.

Proiect Automobile Toader Vladut

Documents

Transcript of Proiect Automobile Toader Vladut