Dinamica Autovehiculelor - 1/4 Proiect

1. Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare Pentru abordarea unui nou tip de autovehicul , ţinând seama de datele impuse prin temă , care precizează anumite particularităţi legate de destinaţia şi performanţele acestuia , este nevoie , într-o primă etapă , să se caute un număr cât mai mare de soluţii constructive , deja existente , având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului cerut . Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informaţii legate de organizarea generală , de modul de dispunere a motorului şi punţilor motoare , de organizarea transmisiei , de asemenea sunt date principale dimensiunile geometrice , greutatea utilă şi proprie , tipul sistemelor de direcţie şi frânare , tipul suspensiei etc. Pentru a avea un studiu cât mai corect al soluţiilor similare trebuie consultată literatura de specialitate cât mai recentă dată fiind evoluţia foarte rapidă din lumea autovehiculelor . Din datele de proiectare rezultă o gamă variată de autoturisme care se încadrează în parametrii ceruţi de la monovolume şi break-uri la limuzine cu haion . Pentru fiecare categorie de autoturisme găsim informaţii legate de organizarea generală , modul de dispunere al punţii motoare ; date care vor fi prezentate în tabelul T.1. Tot în literatura de specialitate găsim date referitoare la greutatea utilă , greutatea proprie , tipul sistemului de frânare şi de direcţie , tipul suspensiei , dimensiunile caroseriei . Prin tema de proiectare, s-au impus raportul dintre masa proprie şi masa totală m0 / ma = 0,61 şi viteza maximă (vmax=160Km/h) a autoturismului, impunerea acestor doua condiţii permiţând o mai mare libertate în ceea ce priveşte stabilirea celorlalte caracteristici ale acestuia, segmentul acesta de autovehicule fiind foarte mare, oferind astfel posibilitatea alegerii unei soluţii optime .

1

În continuare este prezentată o comparaţie a tipurilor de autoturisme analizate în tabel . Parametrii constructivi Din punctul de vedere al dimensiunilor principale avem o variaţie mare de la Toyota Yaris (nr.13) care are La/l/h=3615/1660/1500 [mm] la Seat Alhambra (nr.9) care are La/l/h=4634/1810/1707 [mm] . Croseriile autoturismelor studiate sunt diverse , acestea variind de la combi , monovolume până la limuzine cu haion . Autoturismul cu ampatamentul cel mai mare îl identificăm tot la poziţia 9 , la polul opus aflându-se cel de pe poziţia 13 . Capacitatea de trecere la toate este normală . Având în vedere capacitatea de încărcare şi dimensiunile principale cele mai bune soluţii le găsim la poziţiile 12,13,14 . La poziţia 6 (Renault Kangoo) deşi are dimensiuni principale relativ mari capacitatea de încărcare este mică însă volumul portbagajului maxim este mare ; deci se pot transporta bunuri de volum mai mare având însă o masă relativ scăzută . Greutatea la gol cea mai mică o are Kia Pride neavând însă o masă cea mai mică masă utilă , la polul opus aflându-se Fiat Alhambra . Renault Clio Symbol , pentru o limuzină are o capacitate de încărcare destul de mare având Gu=548daN . Analizând dimensiunile principale şi calculând volumul aproximativ al habitaclului observăm că cea mai mare valoare îi revine autoturismului de la poziţia 9. În ciuda situării în clasa mică Toyota Yaris oferă un spaţiu suficient pentru ocupanţii locurilor din spate , cu toate că accesul acestora în habitaclu se face mai greu . Referindu-ne la aria transversală a soluţiilor similare observăm o serie de valori cuprinse între 2,14 m2 la Justy şi 3,1 m2 la Seat Alhambra . Parametrii energetici şi de adaptare În marea majoritate autovehiculele studiate au motor cu aprindere prin scânteie excepţie făcând trei dintre ele printre care şi Seat Alhambra care are o putere relativ mare şi cel mai mare cuplu motor . Montarea unui astfel de motor se explică prin faptul că este o maşină grea , un monovolum , având greutatea utilă mare . Pentru motoarele pe benzină puterea maximă variază de la 50 CP (nr.8) la 139 CP (nr.3) . Puterea maximă la turaţie scăzută o realizează VW Polo 60/4700 CP/rpm în cazul MAS-urilor în timp ce puterea maximă la turaţie ridicată este relizată de poziţiile 2,10,12,13 . În ceea ce priveşte momentul maxim , avem o variaţie de la 77 Nm (nr.11) la 180 (nr.3) . Momentul maxim la turaţie scăzută îl au poziţiile 2,4,8,14 de 3000 rpm în timp ce la polul opus se află Suzuki Alto cu 77/4500 Nm/rpm . Insă cele mai bune performanţe în ceea ce priveşte momentul motor şi turaţia de moment maxim le prezintă motoarele cu aprindere prin comprimare . 2

Performanţele autovehiculului Cea mai mare viteză o dezvoltă Fiat Multipla şi Kia Joice , aceasta fiind de 170km/h la polul opus aflându-se Suzuki Alto şi Peugeot Partner 150 km/h . Capacitatea de demarare este un aspect al performanţelor autovehiculului . Pentru Seat Alhambra o acceleraţie de la 0-100 Km/h în 17,2 s este de înţeles ştiinduse că MAC-ul este un motor mai lent fără demarări fulminante , acest autoturism având şi masa proprie cea mai mare . Pentru poziţiile 8 şi 11 timpul de demarare , relativ mare este influenţat de utilizarea unei motorizări mai modeste de o putere mică . Timpul de demarare cel mai bun îl are Renault Clio Symbol deşi nu este echipat cu cel mai puternic motor dar are o greutate mai mică . Consumul de combustibil Este cel mai important indice care caracterizează economicitatea automobilului şi depinde de mai mulţi factori : puterea motorului montat pe autoturism , construcţia şasiului , viteza de deplasare , încărcarea , starea drumului , forma caroseriei . Poziţia 3 , Kia Joice are cel mai mare consum de combustibil dar având un motor destul de puternic . Cel mai mic consum este înregistrat de Toyota Yaris din cadrul autoturismelor dotate cu motor cu aprindere prin scânteie . Cele dotate cu motoare cu aprindere prin comprimare au un consum net inferior având deci şi o autonomie mare .

3

2.Organizarea generală şi alegerea parametrilor principali 2.1. Modul de dispunere a echipamentului de tracţiune. În organizarea generală a autovehiculului , modul de dispunere al echipamentului de tracţiune constituie un pas foarte important . Dispunerea echipamentului de tracţiune în cazul autoturismelor este realizată în trei variante constructive, după cum urmează:  soluţia clasică – motorul în faţă şi puntea motoare în spate;  soluţia totul în faţă – motorul şi puntea motoare în faţă;  soluţia totul în spate – motorul şi puntea motoare în spate. Din cele trei variante se adoptă ţinând seama de condiţiile din tema de proiectare , varianta totul în faţă (fig.1) .Având în vedere tipul şi destinaţia autovehiculului de proiectat, ţinând seama de autovehiculele identificate în studiul soluţiilor similare, adopt ca soluţie de organizare generală a autovehiculului soluţia “totul în faţă” (figura 1).

Fig. 1. Modul de dispunere a echipamentului de tracţiune.

Această soluţie prezintă o serie de avantaje printre care : utilizare mai bună a volumului total al caroseriei , stabilitate mai bună în viraje ; lipsa transmisiei longitudinale determină coborârea centrului de greutate al autoturismului ; simplificarea legăturilor între motor şi organele de comandă ; pericolul de incendiu este redus, rezervorul de combustibil fiind montat pe consola din spate ; sistemul de răcire este simplificat efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor, deoarece energia de impact este absorbită de grupul motor-transmisie . Dezavantajele pe care le prezintă această soluţie sunt : concentrarea funcţiilor de tracţiune , frânare şi direcţionare pe roţile din faţă conduce la o uzură mai rapidă a pneurilor , la urcarea pantelor mari roţile motoare se descarcă dinamic , pierzându-se din greutatea aparentă şi soluţii constructive mai complicate şi mai scumpe la puntea din faţă . Amplasarea transversală a motorului asigură construcţii compacte autoturismelor de lungime mică , obţinându-se un spaţiu cât mai mare la aceeaşi lungime . 4

2.2. Dimensiunile principale. Principalele dimensiuni ce caracterizează construcţia unui autovehicul sunt următoarele : dimensiunile de gabarit , ampatamentul , ecartamentul , consolele , lumina sau garda la sol , razele şi unghiurile de trecere şi razele de viraj . Pentru un autoturism aflat în faza de proiectare , alegerea parametrilor geometrici trebuie să aibă în vedere construcţiile existente şi recomandările standardizate pentru dimensiunile interioare . Orientarea asupra dimensiunilor exterioare , funcţie de tipul şi destinaţia autovehiculului poate fi făcută şi prin utilizarea valorilor medii ale dimensiunilor geometrice cuprinse în literatura de specialitate . Dimensiunile de gabarit sunt : lungimea La, lăţimea l şi înălţimea H . Lungimea autovehiculului La este distanţa dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului şi tangente la acestea în punctele extreme din faţă şi din spate . Lăţimea autovehiculului este distanţa între două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al autovehiculului , tangente la acesta de o parte şi de alta . Înălţimea autovehiculului H , reprezintă distanţa dintre planul de sprijin şi un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a autovehiculului pregătit de plecare în cursă fără încărcătură utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise . Ampatamentul L reprezintă distanţa între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al autovehiculului corespunzătoare la două planuri consecutive situate de aceeaşi parte a autovehiculului . Ecartamentul roţilor din faţă E1 şi din spate E2 reprezintă distanţa dintre planele mediane ale roţilor care aparţin aceleiaşi punţi . Consola faţă C1 (spate C2) reprezintă distanţa de la punctul extrem din faţă (spate) al autovehiculului până la planul vertical care trece prin centrul roţilor din faţă (spate) . Ţinând seama de recomandările anterioare ,de soluţiile similare studiate şi de tema de proiectare se adoptă următoarele dimensiuni : lungime, La [mm]: 3615; lăţime, l [mm]: 1660; înălţime, H [mm]: 1500; ampatament, L [mm]: 2370; ecartament faţă, E1 [mm]: 1450; ecartament spate, E2 [mm]: 14500; garda la sol, hc [mm]: 128; consolă faţă, c1 [mm]: 727; consolă spate, c2 [mm]: 434; unghiul de trecere faţă, α 1 [grad]: 20; unghiul de trecere spate, α 2 [grad]: 45. 5

Fig.2 Dimensiunile principale

2.3. Amenajarea interioară. Pentru a fi protejaţi de accidente pasagerii din cabina autoturismului este amplasată la mijloc . Din această cauză se iau o serie de măsuri atunci când este concepută „caroseria de securitate” cum ar fi : rigidizarea construcţiei fără reducerea vizibilităţii pentru îndeplinirea normelor la impactul frontal şi lateral , montarea unor mânere pentru uşi şi macarale pentru geamuri fără proeminenţe , tapisarea butucului volanului , a parasolarelor şi a torpedoului , folosirea coloanei de direcţie telescopice şi a unui volan uşor deformabil în direcţia axială , montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei geamul să sară afară .

6

Fig.3 Amenajarea interioară

Limitele de amplasare a organelor de comandă manuală la autoturisme şi dimensiunile principale ale postului de conducere al conducătorului auto se aleg conform STAS 6689/1-81 , astfel încât acestea să fie în permanenţă în raza de acţiune determinată de dimensiunile antropometrice ale conducătorului auto .

Fig.4. Dimensiunile postului de conducere(R-centrul articulaţiei capului şi coapsei unui manechin bidimensional

Amenajarea interioară a caroseriei depinde de dimensiunile ce trebuie respectate în vederea asigurării confortului şi siguranţei pasagerilor. În tabelul 2 sunt prezentate valorile parametrilor ce intervin în fig.4. T. 2. 7

Nr.

Dimensiunea

Valoarea

1

Unghiul de înclinare spre înapoi, β [grade]

27

2

Distanţa verticală de la punctul R la punctul călcâiului, Hz[mm]

400

3

Cursa orizontală a punctului R, Hx [mm]

140

4

Diametrul volanului, D, [mm]

400

5

Unghiul de înclinare al volanului, α [grade] ;(variabil)

40-50

6

Distanţa orizontală între centrul volanului şi punctul călcâiului, wx[mm]

406

7

Distanţa verticală între centrul volanului şi punctul călcâiului, wz[mm]

684

2.4. Masa autovehiculului, repartizarea acesteia pe punţi şi determinarea coordonatelor centrului de masă. Masa autovehiculului Este un parametru important la proiectare şi reprezintă suma maselor tuturor mecanismelor şi agregatelor din construcţia acestuia precum şi masa încărcăturii . Masa mecanismelor şi agregatelor autovehiculului reprezintă masa proprie şi se notează cu m0 , iar masa încărcăturii prescrise reprezintă masa utilă şi se notează cu mu . Masa totală ma se obţine prin însumarea celor două componente : ma=mu+m0 Masa utilă transportată este încărcătura pe care o poate transporta autovehiculul în condiţiile în care acesta a fost construit . Se stabileşte cu relaţia : mu=(68+7)*N+mbs [kg] unde : N=nr. de locuri din autoturism; mbs=masa bagajului suplimentar. Se adoptă : N=4 şi mbs=100kg. mu=(68+7)*4+100=400kg. Prin tema de proiectare a fost impus raportul : m0/ ma =0,61 . Masa proprie este masa autoturismului pregătit pentru deplasare deci cu combustibil , ulei , trusă de scule , roată de rezervă , deci în ordine de mers .

8

m0 0,61mu = 0,61 ⇒ m0 = (mu + m0 )0,61 ⇒ m0 = mu + m o 1 − 0,61 0,61 ⋅ 400 = 625,64 kg 0,39 m a = m0 + mu = 625,64 + 400 = 1025 ,64 kg m0 =

Greutăţile autoturismului: greutate totală Ga=10*ma=10256N=1025daN; greutate utilă Gu=10*mu=4000N=400daN; greutate proprie G0=10*m0=6256N=625daN. Determinarea coordonatelor centrului de masă Se consideră greutatea autovehiculului aplicată în centrul de masă situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autoturismului. Poziţia centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a şi b şi înălţimea hg.

Fig.5. Coordonatele centrului de masă.

Alegerea poziţiei centrului de masă o vom face utilizând valori medii după date oferite de literatura de specialitate . Deoarece avem un autoturism de tipul totul în faţă se alege : a/L=0,49 , încărcat - unde L-ampatamentul ; hg/L=0,20 ,încărcat . a=L*0,52=2370*0,49=1161,3mm. b=L-a=2370-1161,3=1208,7mm. hg=L*0,20=2370*0,20=474mm. Repartizarea masei autoturismului pe punţi şi pneuri m1=(b/L)*ma=(1208,7/2370)*1025,64=523,07kg m2=ma-m1=1025,64-525,07=500,57kg. 9

În funcţie de masele repartizate punţilor se poate determina masa ce revine unui pneu folosind relaţiile: pentru pneurile punţii faţă: mp1=m1/2=523,07/2=261,53kg; pentru pneurile punţii spate: mp2=m2/2=500,57/2=250,28kg. Valorile mp1 şi mp2 astfel determinate condiţionează împreună cu viteză mazimă a automobilului tipul pneurilor folosite şi caracteristicile de utilizare . 2.5. Alegerea pneurilor şi determinarea razelor roţilor Pneul reprezintă parte elastică a roţii şi este format din amvelopă şi cameră de aer . La alegerea tipului de pneu ce urmează să echipeze autovehiculul proiectat se au în vedere : tipul şi destinaţia acestuia , greutăţile care revin roţilor din faţă respectiv spate , satisfacerea condiţiei de viteză maximă şi dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare . Conform STAS 9090/80 se aleg anvelope cu următoarele caracteristici : - tipul pneului : 165 S R 14 (presiunea 2bar la 435 kg) ; - diametrul exterior : D=622 mm; - raza statică : rs=284mm; - lăţimea normală a secţiunii : B=165mm; - lăţimea în exploatare a secţiunii : 172 mm; - simbolul jantei: 5J x 14; Raza roţii libere este dată după diametrul exterior : r0=D/2=622/2=311 mm . Coeficientul de deformare λ depinde de presiunea : λ =0,930-0,935 Se adoptă : λ =0,932 Raza de rulare este : rr=λ *r0=0,932*311=289,85 mm

3. Determinarea rezistenţelor la înaintare 10

Forţele rezistente care se produc din interacţiunea dintre autovehicul şi mediul în care se deplasează sunt : rezistenţa la rulare a roţilor (Rr) , rezistenţa pantei (Rp) , şi rezistenţa aerului (Ra) . Rezistenţele datorate datorate forţelor de inerţie intervine în perioadele de accelerare din care cauză se numeşte rezistenţa la accelerare sau demarare (Rd) . 3.1. Determinarea rezistenţei la rulare. Rezistenţa la rulare este o forţă ce se opune înaintării autovehiculului şi are acţiune permanentă . Cauzele fizice ale acestei rezistenţe la înaintare sunt : - frecările superficiale dintre pneu şi cale ; - deformarea cu histerezis a pneului ; - frecările din lagărele roţii ; - deformarea căii ; - percuţia dintre elementele pneului şi neregularităţile căii . Rezistenţa la rulare mai depinde şi de : - viteza de deplasare ; - presiunea interioară a aerului din pneu ; - sarcina normală pe pneu ; - starea drumului şi momentul aplicat roţilor . În calculele de proiectare dinamică a autovehiculelor rezistenţa la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenţei la rulare f , care reprezintă o forţă specifică la rulare definită prin relaţia : f=Rr/Gacosα unde Rr – rezistenţa la rulare . Pentru automobilul de proiectat vom întocmi un tabel în care vom calcula rezistenţa la rulare pentru diferite tipuri de drumuri şi pentru diferite unghiuri de înclinare ale pantei . Pentru calculul rezistenţei la rulare se utilizează relaţia : Rr = f ⋅ Ga ⋅ cos α [N]

Ga=10250[N] – greutatea automobilului de proiectat; Ga ⋅ cos α - este expresia componentei greutăţii automobilului normală pe cale. Având în vedere că autoturismul de proiectat este unul de oraş unghiul maxim α pe care îl vom lua în calcul va fi de α =22o şi considerăm pentru valorile următoare: α ={0o, 4o, 8o, 12o, 16o, 20o, 22o}.

11

T.3.

α [grade]

Şosea de asfalt bună (f=0,016)

Şosea pietruită (f=0,02)

0

164

205

Drum de pământ uscat (f=0,03) 307,5

Drum cu gheaţă (f=0,017)

Drum cu zăpadă (f=0,030)

174,25

307,5

Şosea pavată bună (f=0,027) 276,75

4

163,6

204,5

306,7

173,82

306,7

276,07

8

162,4

203

304,5

172,55

304,5

274,05

12

160,41

200,52

300,78

170,44

300,78

270,7

16

157,64

197,05

295,58

167,49

295,58

266,02

20

154,1

192,63

288,95

163,74

288,95

260,05

22

152,05

190,07

285,1

161,56

285,1

256,59

3.2. Determinarea rezistenţei pantei Având în vedere că la deplasarea autovehiculului pe un drum cu înclinare longitudinală α , greutatea Ga se descompune după 2 direcţii , una perpendiculară pe planul drumului Ga ⋅ cos α şi una paralelă cu acesta Ga ⋅ sin α , componenta paralelă cu calea de rulare se numeşte forţă rezistentă la pantă deoarece se opune deplasării autovehiculului când acesta urcă panta . Dacă autovehiculul coboară panta atunci componenta Ga ⋅ sin α devine forţă activă care contribuie la deplasare autovehiculului . Expresia rezistenţei la pantă este : R p = ±Ga ⋅ sin α[ N ]

unde: (+) la urcarea pantei ; (-) la coborârea pantei . α [grade]

0

4

8

12

16

20

Rp [N]

0

715

1426

2131

2825

3505

T.4. 22 3839

3.3. Determinarea rezistenţei totale a drumului. Rezistenţa la rulare şi rezistenţa pantei depind de starea căii de rulare şi de înclinarea acesteia , deci de caracteristicile căii de rulare . Suma acestor două rezistenţe Rr şi Rp reprezintă rezistenţa la înaintare a drumului dată de relaţia : Rψ = ±R p + Rr = Ga ⋅ ( f ⋅ cos α + sin α ) = Ga ⋅ψ [ N ] , unde f ⋅ cos α ± sin α =ψ este coeficientul rezistenţei totale a căii de rulare sau rezistenţa specifică a căii de rulare. Pentru valori adoptate ca valori maxime se obţine : ψ max = f ⋅ cos αmax ± sin αmax şi Rψ max = Ga ⋅ψ max

T.5. 12

]

Rψ [N

α [grade] α =0o α =4o α =8o α =12o α =16o α =20o α =22o

Rψ 1

Rψ 2

Rψ 3

Rψ 4

Rψ 5

Rψ 6

f=0,016

f=0,02

f=0,03

f=0,017

f=0,03

f=0,027

164 878,6 1588,4 2291,41 2982,64 3659,1 3991,05

205 919,5 1629 2331,52 3022,05 3697,63 4029,07

307,5 1021,7 1730,5 2431,78 3120,58 3793,95 4124,1

174,25 888,82 1598,55 2301,44 2992,49 3668,74 4000,56

307,5 1021,7 1730,5 2431,78 3120,58 3793,95 4124,1

276,75 991,07 1700,05 2401,7 3091,02 3765,05 4095,59

3.4. Determinarea rezistenţei aerului. Rezistenţa aerului Ra , care se opune mişcării autovehiculului , se manifestă ca rezultanta unor forţe paralele cu planul căii de rulare, de sens opus înaintării , rezistenţă care se poate considera că acţionează într-un punct din planul frontal al autovehiculului numit centru de presiune. Cauzele fizice ale rezistenţei aerului sunt : - repartiţia inegală a presiunilor pe partea din faţă şi spate a caroseriei ; - frecarea dintre aer şi suprafeţele pe lângă care are loc curgerea acestuia ; - energia consumată pentru turbionarea aerului ; - rezistenţa curenţilor exteriori folosiţi pentru răcirea diferitelor organe şi pentru ventilarea caroseriei . Pentru calculul rezistenţei aerului se recomandă utilizarea relaţiei: Ra =

1 ⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ v 2 [N] 2

unde: ρ – densitatea aerului în condiţii atmosferice standard , care ia valori între 1,2..2,2 kg/m3 .Pentru condiţiile atmosferice standard ( p=101,33*10-3 [N/m2] şi T=280oK ) densitatea aerului are valoarea 1,225 kg/m3 ; cx – coeficientul de rezistenţă al aerului; A – aria secţiunii transversale maxime [m2]; v – viteza de deplasare a automobilului [m/s] . Coeficientul aerodinamic este:

1 ⋅ ρ ⋅ c x [kg/m3], iar rezistenţa 2 Ra = k ⋅ A ⋅ v 2 [N] k = 0,6125 ⋅ c x [kg/m3] .

k=

aerului devine:

În condiţii atmosferice standard Ţinând seama de soluţiile similare se adoptă cx=0,30 iar k devine : k = 0,6125 ⋅ 0,30 = 0,18375 kg / m 3 . Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie cu relaţia : A = B ⋅ H [m2] unde : B=1450mm=1,45m ; H=1500mm=1,5m . 13

Rezultă : A=2,175 m2 . Rezistenţa maximă a aerului este dată de relaţia: 2 Rmax = k ⋅ A ⋅ vmax [N]. T.6. v [km/h]

40

50

60

80

100

120

140

160

v [m/s]

11,11

13,88

16,66

22,22

27,77

33,33

38,88

44,44

Ra [N]

4,44

5,54

6,65

8,88

11,09

13,32

15,53

17,76

3.5. Determinarea rezistenţei la demarare. Rezistenţa la demarare Rd , este o forţă de rezistenţă ce se manifestă în regimul de mişcare accelerată a autovehiculului . Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanţul cinematic al transmisiei dintre motor şi roţile motoare , sporirea vitezei de translaţie a autovehiculului se obţine prin sporirea vitezei unghiulare de rotaţie ale elementelor transmisiei şi roţilor . Masa autovehiculului în mişcare de translaţie capătă o acceleraţie liniară iar piesele în rotaţie acceleraţii unghiulare . Influenţa asupra inerţiei în translaţie a pieselor aflate în rotaţie se face printr-un coeficient δ , numit coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie . Rezistenţa la demarare este astfel dată de relaţia: Rd = ma ⋅ δ ⋅

dv dt

unde: ma - masa autovehiculului [kg] ; δ - coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie; dv =a dt

– accelerarea mişcării de translaţie a autovehiculului .

Pentru calculul rezistenţei la demarare este necesară cunoaşterea mărimii coeficientului de influenţă a maselor în mişcare de rotaţie . Pentru calculul coeficientului de influenţă a pieselor în mişcare de rotaţie pentru fiecare treaptă folosim relaţia : δ k = 1+

2 I m icvk ⋅ i2 ∑ IR ⋅ 2 0 ⋅η t + ma rr ma ⋅ rr2

unde : Im este momentul masic de inerţie al pieselor motorului reduse la arborele primar al cutiei de viteze . Pentru autoturisme Im=0,2-0,7 kg*m2 . Se adopt Im=0,2 kg*m2 ; IR este momentul masic de inerţie al unei roţi. Pentru autoturisme IR=2-6 kg*m2 . Se adoptă IR=2 kg*m2 ; icvk este raportul de transmitere al treptei respective de turaţie ; i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale ; η t este randamentul transmisiei . Se adoptă η t=0,93 ; rr este raza de rulare a roţilor motoare : rr=289,85mm.

14

Se adoptă ţinând seama de recomandările din literatura de specialitate şi soluţiile similare : - demultiplicare tr.1 : 3,545 ; - demultiplicare tr.2 : 1,913 ; - demultiplicare tr.3 : 1,31 ; - demultiplicare tr.4 : 1,027 ; - demultiplicare tr.5 : 0,85 ; - raportul de demultiplicare al punţii : 4,294 . 2 δ k = 1 + δ M ⋅ icvk +δR

δM = δR =

I m i02 ⋅ η t = 0,04 ma rr2

∑I ma

R

⋅

1 = 0,023 rr2

T.7. Treapta de viteză δ k

1 1,526

2 1,099

3 1,07

4 1,064

5 1,057

Valorile rezistenţelor la demarare sunt prezentate în tabelul 8 . T.8. Treapta de viteză Rd [N] pentru a=2m/s2 Rd [N] pentru a=2,5m/s2

1 3128,3 3910,3

2 2252,9 2816,1

3 2193,5 2741,8

4 2181,2 2726,5

5 2166,85 2700,8

15

4. Calculul de tracţiune Calculul de tracţiune cuprinde determinarea parametrilor principali ai motorului şi transmisiei care pun în evidenţă performanţele autovehiculului cerute prin tema de proiectare . 4.1. Adoptarea randamentului. Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roţilor motoare ale acestuia . Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei apreciindu-se din punct de vedere calitativ prin randamentul transmisiei η t. Ţinând cont că transmisia este alcătuită din cutie de viteze şi transmisie principală, atunci: ηt = ηcv ⋅η0

unde : η cv este randamentul cutiei de viteze ; se adoptă η cv=0,955 ; η 0 este randamentul transmisiei principale; se adoptă η 0=0,94 . Atunci : η t=0,897 . 4.2. Alegerea tipului motorului Având în vedere parametrii de alegere ai motorului pentru autoturismul de proiectat, de avantajele pe care le oferă un motor cu aprindere prin scânteie şi de studiul soluţiilor similare , în conformitate cu performanţele necesare se alege un motor M.A.S. Se adoptă nP=6000 rpm . 4.3. Determinarea analitică a caracteristicii exterioare Pentru un motor existent , caracteristica exterioară se determină pe standul de încercări motoare . În acest caz evaluarea caracteristicii externe revine la prelucrarea datelor experimentale . Pentru evaluare unei caracteristici ce nu poate fi determinată pe stand este necesar să se cunoască cel puţin două puncte de pe caracteristica externă şi anume punctele de performanţă (Pmax, nP) şi (Mmax, nM). Pentru evaluarea analitică se foloseşte polinomul incomplet de gradul 3:  n  n P ( n ) = Pmax α + β   np  nP 

2

  n  + γ    nP

  

3

   

de unde: M ( n ) = 9550

2   n   P( n ) n = M p α + β + γ    . n nP   nP  

16

Pentru determinarea coeficienţilor polinomiali α , β , γ , se poate scrie sistemul de ecuaţii:

 P( nP ) = Pm a x dP  ( nP ) = 0  dn   M ( nM ) = M m a x dM  ( nM ) = 0  dn

rezultând : α=

3 − 4ce 2ce 1 3 − ce γ =− β= ca = , , , , ( ) 2 1 − c ( ) ( ) 2 1 − ce 2 1 − ce 2 e

unde : nM este coeficientul de elasticitate al motorului ; Se adoptă ce=0,66 ; nP M ca = max este coeficientul de adaptabilitate al motorului; Se adoptă ca=1,16 . MP ce =

După efectuarea calculelor se obţine : α =0,52 ; β =1,94 ; γ =-1,47 . Pentru completarea caracteristicii externe cu curba consumului se propune utilizarea relaţiei :   n n ce = cep 1,2 − + 0,8 nP   nP

  

2

  

unde : cep este consumul specific de combustibil la turaţia puterii maxime.Se adoptă cep=300g/kw*h . 4.3.1. Determinarea puterii la viteză maximă şi la pantă maximă. Deplasarea cu viteză maximă presupune dezvoltarea unei forţe la roată FR max. Din definirea puterii ca produs dintre forţă şi viteză, realizarea performanţei de viteză maximă, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri: Pv max =

FRv max vmax 1000 ηt

unde : Pvmax este puterea dezvoltată de motor pentru atingerea vitezei maxime ; FRvmax este forţa la roată la viteza maximă ; η t este randamentul transmisiei . Prin explicitarea analitică a forţei la roată obţinem : Pv max =

1 3 ⋅ c x ⋅ A ⋅ vmax 2 1000 ⋅ ηt

Ga ⋅ f ⋅ vmax +

de unde pentru autoturismul proiectat avem : Ga=10256N ; f=0,016 (pentru asfalt bun) ; vmax=160km/h=44,44m/s ; cx=0,3 ; A=2,175m2 ; η t=0,87 . 17

Pv max =

10256 ⋅ 0,016 ⋅ 44 ,44 + 0,5 ⋅ 0,3 ⋅ 2,175 ⋅ 44 ,44 3 = 40 ,5kW 1000 ⋅ 0,887

Punând condiţia ca puterea la viteză maximă să corespundă punctului de turaţie maximă se obţine pentru puterea maximă a motorului: Pmax =

Pv max n n α max + β  max nP  nP

2

 n  + γ  max   nP

  

3

n

max Cunoscând că raportul n = 1,1 pentru autoturisme atunci: P nm = nP ⋅1,1 = 6000 ⋅1,1 = 6600 rot / min , atunci :

40 ,5 = 42 ,06 kW 0,52 ⋅1,1 +1,94 ⋅1,12 −1,47 ⋅1,13 P 42,06 M p = 9550 ⋅ max = 9550 ⋅ = 66,94 Nm nP 6000 Pmax =

ca =

M max ⇒ M max = c a ⋅ M p = 1,2 ⋅ 66,94 = 77,66 Nm Mp

n M = ce ⋅ n p = 0,66 ⋅ 6000 = 3960 rpm

Pentru calculul în proiect a caracteristicii externe a motorului , datele cunoscute se vor înscrie în tabelele următoare . Turaţia Valoarea [rpm]

n0

nM

1000

3960

Coeficientul Valoarea

T.9.Valori ale turaţiei semnificative ale motorului nce nP nmax 3960

6000

6600

T.10.Valori ale coeficienţilor caracteristici motorului α β γ 0,49 1,94 -1,51

ce 0,66

Ţinând cont de următoarele relaţii se întocmeşte tabelul cu valori pentru trasarea caracteristicii externe: A =α

 n n + β  nP  nP

2

  n  + γ    nP

  

3

;

P = A ⋅ Pmax ; M = 9550 ⋅

 n P n ; B = 1,2 − n + 0,8 ⋅  n n P  P

  

2

, ce

= cep ⋅ B .

T.11 n [rpm]

n/np

α *n/ np

β *(n/np)2

γ *(n/np)3

A

P [kw]

M [Nm]

B

ce [g/kwh]

1000 1500 2000 2500 3000 3500 3960 4000 4500 5000 5500 6000 6600

0,166 0,25 0,333 0,416 0,5 0,583 0,66 0,666 0,75 0,833 0,916 1 1,1

0,086 0,13 0,173 0,216 0,26 0,303 0,343 0,346 0,39 0,433 0,476 0,52 1,1

0,053 0,121 0,215 0,336 0,485 0,66 0,845 0,862 1,091 1,347 1,63 1,94 1,21

-0,0068 -0,022 -0,054 -0,106 -0,183 -0,291 -0,422 -0,435 -0,62 -0,85 -1,132 -1,47 -1,331

0,133 0,228 0,334 0,447 0,561 0,671 0,765 0,773 0,861 0,929 0,974 0,99 0,979

5,625 9,601 14,066 18,806 23,606 28,251 32,203 32,526 36,217 39,109 40,988 41,639 146,85

53,72 61,12 67,16 71,84 75,14 77,08 77,66 77,65 76,86 74,7 71,17 66,27 212,48

1,055 1 0,955 0,922 0,9 0,888 0,888 0,888 0,9 0,922 0,955 1 1,068

316,6 300 286,6 276,6 270 266,6 266,5 266,6 270 276,6 286,66 300 320,4

18

4.4. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei Funcţionarea automobilului în condiţii normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu , gama rezistenţelor la înaintare fiind foarte mare . Pentru ca un automobil să poată acoperi necesarul de forţă de tracţiune şi de putere la roată transmisia trebuie să se adapteze . 4.4.1. Raportul de transmitere maxim Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere , obţinut când este cuplată prima treaptă de viteză în cutia de viteze se pot formula ca performanţe dinamice independente sau simultane următoarele: - panta maximă (oCmax) sau rezistenţa specifică a căii (ψ max) ; - acceleratia maximă de pornire din loc (a1max). Din condiţiile de autopropulsare : FR max =

M max ⋅ it max ⋅ηt , se obţine rd F ⋅r it max = R max d M max ⋅ηt

FRmax este forţa la roată necesară şi este definită cu relaţia: FR max = Ga ⋅ψ max = 4095 N

rd=0,289 m Mmax=77,66 Nm Rezultă : itmax=19,02 . Pentru ca forţa la roată să fie situată în domeniul de ofertă trebuie ca : FR max ≤ ϕ ⋅ Gad

ϕ ⋅G ⋅r

ad d de unde rezultă: it max ≤ M ⋅η . max t Pentru automobilele 4x2 cu puntea motoare în faţă:

Gad = m1ϕ ⋅ Ga ⋅

b L

unde : m1ϕ este coeficientul de încărcare dinamică la limita de aderenţă pentru punte faţă dat de relaţia: cos α cos 22 ° = = 1,003 hg 1 − 0,2 ⋅ 0,38 1− ⋅ϕ L 1208 = 1,003 ⋅10250 ⋅ = 5243 ,1N 2370 0,38 ⋅ 5243 ,1 ⋅ 0,289 ≤ = 9,79 77 ,66 ⋅ 0,897

m1ϕ =

Gad it max

Se adoptă itmax=9,79 . 19

4.4.2. Raportul de transmitere minim Raportul de transmitere se calculează din condiţia cinematică de realizare a vitezei maxime când motorul funcţionează la turaţia maximă . n π ⋅ rr ⋅ max , de unde: 30 it min n π it min = ⋅ rr ⋅ max 30 vmax

vmax =

Având : rr=0,289m ; nmax=6600rot/min ; vmax=44,44m/s Rezultă : itmin=4,49 . 4.4.3. Raportul de transmitere al transmisiei principale Raportul de transmitere i0 se calculează din condiţia de realizare a vitezei maxime şi se consideră cunoscute vmax, raza de rulare şi turaţia de viteză maximă nmax. i0 =

π ⋅ nv max ⋅ rr = 4,49 . 30 ⋅ v max

4.4.4. Raportul de transmisie al primei trepte din cutia de viteze Pentru determinarea raportului din prima treaptă a cutiei de viteze se foloseşte relaţia : icv1 =

it max 9,79 = = 2,18 i0 4,49

Din condiţia de aderenţă : icv1 =

ϕGa ⋅ rd 0,38 ⋅ 10256 ⋅ 0,289 = = 3,6 M max ⋅ ηt ⋅ i0 77,66 ⋅ 0,897 ⋅ 4,49

Condiţia este îndeplinită . 4.4.5. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi calculul rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte din cutia de viteze. Trasarea diagramei ferăstrău. Cunoscând raportul de transmitere pentru treapta I a cutiei de viteze , se pot determina şi rapoartele de transmitere pentru celelalte trepte ale cutiei de viteze . În cazul etajării cutiei în progresie geometrică , între valoarea maximă i1 şi cea minimă in-1=1 în cutia de viteze sunt necesare n-1 trepte date de relaţia: n −1 ≥ 1 +

ln icv1 n ln max , înlocuind obţinem: nM

n ≥1,52

, adopt n=5 ca număr de trepte.

20

Fiind determinat numărul de trepte şi ţinând seama de faptul că i4=1, într-o treaptă k raportul de transmitere este dat de relaţia: icvk = n−1 icvn−1k . Rezultă următoarele rapoarte de transmitere: icv1=2,18 ; icv2=1,79 ; icv3=1,47 ; icv4=1 ; Se adoptă icv5=0,85 . Vitezele maxime care pot fi atinse în treptele de viteze sunt: π ⋅ n max ⋅ rr 30 ⋅ icv1 ⋅ i0 π ⋅ nmax ⋅ rr = 30 ⋅ icv 2 ⋅ i0 π ⋅ nmax ⋅ rr = 30 ⋅ icv 3 ⋅ i0 π ⋅ n max ⋅ rr = 30 ⋅ icv 4 ⋅ i0 π ⋅ nmax ⋅ rr = 30 ⋅ icv 5 ⋅ i0

v1 max =

= 20,4 m / s

v 2 max

= 24,85 m / s

v3 max v 4 max v5 max

= 30,26 m / s = 44,44 m / s = 52,33 m / s

Trasarea diagramei ferăstrău Pentru diagrama ferăstrău

π ⋅ nmax = 691,1 rad / s ; 30 π ⋅ nM ωM = = 414,6 rad / s ; 30 π ⋅ nP ωP = = 628 rad / s 30 i ⋅i ω = 0 cvk ⋅ v ; rr

ω = f (v) ,

avem nevoie de următoarele:

ω max =

v1max=v2min; v2max=v3min; v3max=v4min ; v4max=v5min . Se reprezintă grafic variaţia vitezei unghiulare în raport cu viteza de deplasare a autovehiculului pentru fiecare treaptă de viteză . Treapta a patra nu este considerată în performanţele dinamice , deoarece , datorită alungirii curbei puterii , puterile disponibile sunt relativ scăzute , deci performanţele automobilului sunt influenţate negativ .

21

Bibliografie : 1. Tabacu , I.,ş.a.- Dinamica autovehiculelor. Îndrumar de proiectare .Piteşti, 1990 2. Poţincu , Ghe. – Dinamica autovehiculelor – vol.1 .Piteşti, 1997 3. Autocatalog 2001

22

Cuprins

1. Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare………………pag.1 2.Organizarea generală şi alegerea parametrilor principali……………….pag.5 2.1. Modul de dispunere a echipamentului de tracţiune……………...pag.5 2.2. Dimensiunile principale………………………………..….……..pag.6 2.3. Amenajarea interioară……………………………………………pag.7 2.4. Masa autovehiculului, repartizarea acesteia pe punţi şi determinarea coordonatelor centrului de masă…………………pag.9 2.5. Alegerea pneurilor şi determinarea razelor roţilor……………...pag.11 3.Determinarea rezistenţelor la înaintare………………..……………….pag.12 3.1.Determinarea rezistenţei la rulare……………………………….pag.12 3.2.Determinarea rezistenţei pantei…………………………………pag.13 3.3. Determinarea rezistenţei totale a drumului……………………..pag.13 3.4. Determinarea rezistenţei aerului. ………………………………pag.14 3.5. Determinarea rezistenţei la demarare. ………………………….pag.15 4.Calculul de tracţiune ………………………………………………….pag.17 4.1.Adoptarea randamentului ……………………………………….pag.17 4.2. Alegerea tipului motorului ……………………………………..pag.17 4.3. Determinarea analitică a caracteristicii exterioare ……………..pag.17 4.3.1. Determinarea puterii la viteză maximă şi la pantă maximă. .pag.18 4.4. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei ……………………………………………………....pag.21 4.4.1. Raportul de transmitere maxim …………………………….pag.21 4.4.2. Raportul de transmitere minim …………………………….pag.22 4.4.3. Raportul de transmitere al transmisiei principale………….. pag.22 4.4.4. Raportul de transmisie al primei trepte din cutia de viteze ...pag.22 4.4.5.Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi calculul rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte din cutia de viteze. Trasarea diagramei ferăstrău. ……pag.22

23