Automobile Proiect

Automobile Proiect

Capitolul I : Analiza modelelor similare de automobile. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta. Mercedes-Benz SLK 200 roadster 1.1

Alegerea modelelor similare : Tabel 1.1

Alfa Romeo SPIDER

1.2

BMW Z4

Audi TT

Honda S2000

Mazda Mx-5

OPEL GT

Opel Tigra Twintop

Mercedes Benz SLK

Analiza Analiza princi principal palilor ilor parame parametri triii dime dimensi nsiona onalili exte exterio riori: ri: Tabel 1.2

tip auto

Audi Alfa Bmw Honda Mazda Opel Opel MercedesTT Romeo S2000 Mx-5 Tigra Benz SLK Z4 GT Spider Twintop

Trusted by over 1 million members

Try Scribd FREE for 30 days to access over 125 million titles without ads or interruptions! Start Free Trial Cancel Anytime.

















Lungime [mm]

4041 4393

4239 4135

4020

4100 3921

4103

Latime [mm]

1764 1830

1790 1750

1720

1813 1685

1777

Inaltime [mm]

1349 1318

1291 1285

1255

1274 1364

1296

Ampatament [mm]

2422 2528

2496 2405

2330

2415 2491

2430

Ecartament [mm]

1572 1579

1511 1471

1490

1543 1429

1530

Consola fata [mm]

902

1000

890

890

87 6

850

730

841

Consola spate [mm]

808

865

853

840

874

835

710

832

Garda la sol [mm]

113

120

120

130

135

129

131

120

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

















Inaltimea in functie de fiecare autovehicul

Ampatamentul in functie de fiecare autovehicul

Ecartamentul in functie de fiecare autovehicul

Consola fata in functie de fiecare autoturism

Consola spate in functie de fiecare autovehicul

Garda la sol in functie de fiecare autovehicul

1.3 1.3

Anali Analiza za princ princip ipal alilo ilorr par parame ametr triiii masic masici: i: Tabel 1.3

Tip

Audi

Alfa

Bmw Honda Mazda

Opel

Opel

Mercedes-

















proprie [kg] Masa utila [kg]

320

250

255

173

285

195

215

315

Masa totala

1605

1755

1735

1535

1375

1590

1450

1705

[kg]

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

Masa proprie [kg] in functie de fiecare autovehicul

Masa utila [kg] in functie de fiecare autovehicul

Masa totala [kg] in functie de fiecare autovehicul

1.4 1.4

Anali Analiza za pri princ ncip ipal alilo ilorr para parame metr triiii ene energ rget etic ici: i:

















TT

o Spide r

1781

2198

2497 1997

1999 1998

120

136

150

179

118

Cuplu max [Nm]

225

230

250

208

Viteza maxima

218

224

242

240

0,07 4

0, 0 7 7

Turatia la puterea maxima[rp m]

5700

Turatia la cuplu maxim[rpm ]

1950 5400

Cilindree

Z4

S 200 0

5

GT

Twinto p

SLK

1796

1796

194

92

100

188

350

165

250

217

229

204

236

0,13 0,116 0,085 0,12 9 2

0, 0 6 3

0,058

6500

6400 8300

7000 5250

6000

5500

4500

2750

5000 4500

4600

2800 5000

[cm3] Putere max [kw]

Puterea specifica [kw/kg]

7500

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

Cilindreea [cm3] in functie de fiecare fiecare autovehicul

















Puterea maxima [kw] in functie de fiecare autovehicul

Cuplu maxim [Nm] in functie de fiecare autovehicul

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

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



















1.5

Analiza Analiza part particul iculari aritat tatilo ilorr const construc ructiv tivee ale ale model modelelo elorr simila similare: re: Tabel 1.5

Tip auto

Audi TT

Tip motor

Alfa Romeo Spider

Bmw Z4

transve Transv Trans rsal er-sal versal MAS ; 4 MAS; MAS; 4 cilindrii 6 cilindrii in linie cilindr in linie; ; ii in DOHC ; DOHC linie; 20 supape

Honda Mazda S2000 Mx-5

Longit Trans uversal dinal MAS; MAS; 4 4 cilindr cilindr ii in ii in linie; linie; ; DOHC DOHC DOHC ; ; 16 ; supape 24 16 16 supap supap supap e e e

Opel GT

Opel Mercede Tigra s-Benz Twintop SLK transve transver rsal sal

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

MAS; 4 cilindrii in linie; DOHC 16 supape

















Tip suspensie fata

Tip suspensie spate

Mc.Phe arson

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

Indep endenta Mc. Phear son

Mc.Ph Indep Indepe Mc.Phe earso enden narson n ta;cu denta Indepe dubla Indep bascul ndenenden a ta,basc -ta ula si bara antiruliu

Bara de Indepe Indep torsiun nene denta denta

bara antiruliu

Mc.Ph Indep earso enn denta Indep enden -ta

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

Indepe Bara de Indepen ntorsiun den-ta , denta e bara de torsiune

bara antiruliu Raport comprimare

9,5 : 1 11,3 : 1

11 : 1 11,1 : 10,8 : 9,2 : 1 10,5 : 1 1 1

8,5 : 1

Emisii CO2

197

199

182

[g/km]

221

236

181

218

185

















Consum 8. 2 combustibil mixt

9, 4

8, 5

10

7, 6

9,2

7, 7

7, 7

9, 5

6,6

6, 2

7. 9

5,8

9,4

7, 6

[l/100km] Timpul de accelerare

8, 2

0-100 km/h

Raportul de comprimare in functie de fiecare autovehicul

Consumul urban in functie de fiecare autovehicul

Consumul extraurban in functie de fiecare autovehicul

















Determinarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai autovehiculului studiat

a) determinarea valorii medii a parametrului dimensional

: x

















b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv 2.2 N ms

∑ ( x j − x )

S x =

2

j =1

N ms − 1

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

2.3

d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii 2.4 x ales − x < t (P, k ) ⋅

 I x =  x − t (P, k ) ⋅  

S x N ms

S x N ms

, x + t (P, k ) ⋅

S x N ms

   

2.5



















TABEL 2.1 NR crt Parametrul

Dimensional

x

Sx [mm]

t

Ix

xales

[mm]

[mm]

[mm ]

[mm]

1

Lungime

4119

137,56

2,365

[4003,4234]

4103

2

Latime

1776

109,98

2,365

[1684,1867]

1777

3

Inaltime

1304

89,95

2,365

[1318,1469]

1296

4

Ampatament 2439

147,78

2,365

[2315,2562]

2430

5

Ecartament

122,08

2,365

[1412,1617]

1530

6

Consola Fata 872

148,54

2,365

[747,996]

841

7

Consola Spate

103,84

2,365

[740,913]

832

1515 827



















Predeterminarea principalilor parametrii masici

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



















I mo

 =  mo − t ⋅ 

S mo N ms

, mo

+ t ⋅

S mo N ms

  316 31 6.16 316 31 6.16   = 1342.7 − 2.776 77 6 ⋅ ,1342.7 + 2.776 77 6⋅  = (1078,1607)   8 8  

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



















8 9 10

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

1.9 6.4 48.56

32.39

33

109.12 110 827.94 828 Masa totala 1705kg

Principalele dimensiuni interioare ale automobilului

Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:



















– Scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relative

fata de parbriz si fata de comenzi atat in directie longitudinala cat si in directie verticala – Varificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si jos cu manechinul manechinul de 90, apoi apoi se verifica verifica pozitia maxim fata fata si sus cu manechinul de 10 – Valorile medii ale unghiurilor α, β, γ, δ sunt reprezentate in tabelul urmator Tipul automobilului α β γ δ

Autoturism

Autocamion

20-30 60-110 80-170 75-110

20-30 95-120 95-135 90-110





















infas asu urato atoare are a distantelo elor maxi axime de actiune ale unei maini a conducatorului asezat pe scaun, cu cealalta mana pe volan si piciorul stang pe pedala de acceleratie, avand montata o centura de siguranta cu trei puncte de sprijin. Comen Co menzi zile le lumi lumini nilo lorr de drum drum,, avert avertiz izor orul ului ui lumi lumino nos, s, se semna mnali liza zari riii schimbarii directiei, luminilor de pozitie spate si laterala, avertizarii sonore, stergatorului si spalatorului de parbriz trebuie sa fie amplasate in zona de actionare a mainii conducatorului autovehicului.





















1

Unghiul de inclinare spre inapoi β

24

2

Diametrul volanului

350

3

Unghiul de inclinare a volanului

17

4

Distanta pe orizontala intre centrul volanului si punctul calcaiului Wx

340

5

Distanta pe verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului Wz

550





















3.3 Determinarea poziţiei centrului de masă al autovehiculului Pentru determinarea centrului de masă al autovehiculului se va alege un sistem de axe de coordonate (X,Z) care se va poziţiona pe schiţa de organiz organizare are genera generală. lă. Sistemu Sistemull de coordo coordonat natee are origin originea ea in punctu punctull de cont contaact cu solu solull a pne pneului ului de la punt punteea fat fata, in prim primul ul rand and pent pentrru simplificarea masurarii si calcularii valorilor. Pe această schiţă se vor preciza toate centrele de greutate ale subansamblelor anlizate în capitolul 2, tabelul 2.2.





















Nr.c rt

Denumire subansamblu

masa Participatia[ [kg] %]

1 Bara fata

32

6,46

2 Capota

25

5, 0 5

3 Aripa fata(2)

22

4,44

4 Parbriz

20

4, 0 4

5 Portiere(2)

50

10,10

6 Praguri(2) Podea+lonjero 7 ane

44

8,89

220

4 4, 4 4





















Tabel.2 Determinarea centrului de greutate al caroseriei Nr.crt Denumire . subansamblu

Pozitie Mas subansambl a u [kg] X Z

x*m

1 Bara fata

32

-589

399

18848

2 Capota

25

-226

807

- 5650

z*m 12768 20175



































































14 Transmisie cardanica

9,6

1665

299 13375,6 2484,04

15 Diferential

9, 8

2420

2 0 7 2 3 5 0 5, 7

1 7 7 0, 3

16 Rezervor Combustibil

97

2914

452

4944 2

22976























11 Suspensie fata

7 6, 0

0

289

0

28880

12 Suspensie spate

8 2, 1

2421

425

197040

32019

629 4

1353

734

873607

280083

13 Caroserie























unde: • a0 şi b0 reprezintă distanţele de la centrul de masă Cg0 la puntea

















































































































































































































































































































































































































































































































1. Calculu Calculull şi proiectare proiectarea a sistemului sistemului de acţion acţionare are al ambreia ambreiajulu juluii

Sistemul de acţionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobile deoarece, faţă de sistemul de acţionare mecanic, prezintă o serie de mai multe avantaje, cum ar fi: – li limi mite teaz azăă vite viteza za sw de plas plasare are a disc discul ului ui de presi presiun unee la cuplar cuplarea ea ambre ambreia iaju julu luii şi prin prin aceasta ȋncărcările transmisiei; – rand randam amen entt rid ridiicat; cat; – posibilitat posibilitatea ea dispunerii dispunerii ȋ n locul dorit fără complicaţi complicaţiii constructiv constructive. e. Un tip de sistem de acţionare acţionare hidraulic este prezentat ȋ n figura 3.

Fig.3 Sistem de acţionare hidraulic al ambreiajului .

(2.35) unde:

Conf Conform orm prin princi cipi piul ului ui lui lui Pascal Pascal rezul rezultă tă relaţ relaţia ia::

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

F1F2=d12d22

















Forţa F 1

(2.37) Ȋnlocuind (2.38) unde:

ȋn

rezultă

fu funcţie

de de forţa

forţa la

de de

la la

pe pedală:

pedală:

F1=

Fp∙ab

Fp=Fim∙ih∙ηa

– im - raportul de transmitere mecanic im=ab⋅cd∙ef – ih - raportul de transmitere hidraulic ih=d22d11 – ηa - randamentul sistemului hidraulic ηa=0.95…0.98

Cunoscând cursa totală a manşonului rulmentului de presiune, se determină cursa cilindrului receptor cu relaţia: s2=sm∙cd (2.39) c ar e sm=sl⋅jd∙ip∙i ȋn (2.40) unde: – sl – cursa liberă a manşonului sl=2..4 mm; jocul ce trebui trebuiee realiza realizatt între între fiecare fiecare pereche pereche de supraf suprafeţe eţe de frecar frecaree pentru pentru o – jd - jocul decuplare completă a ambreiajului; – ip – raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere; – i – numărul suprfeţelor de frecare. Se adoptă: sl=3 mm, jd=0.7 mm , ip=1.5, i=2. Rezultă sm=sl⋅jd∙ip∙i=3∙0.7∙1.5∙2=6.3 sm=sl⋅jd∙ip∙i=3∙0.7∙1.5∙2=6.3 mm Se poate calcula cursa cilindrului receptor: s2=sm∙cd=6.3∙2=12.6 s2=sm∙cd=6.3∙2=12.6 mm cu cd=2 . Cunoscând Cunoscând cursa cilindrului cilindrului receptor receptor se poate determina determina volumul de lichid lichid activ ȋ n cilindrul cilindrul receptor: (2.41)

V2=s2∙π⋅d224

Se adoptă un diametru al cilindrului receptor ca fiind d 2=30 mm. Atunci rezultă: V2=s2∙π⋅d224=12.6⋅π⋅3024=890 V2=s2∙π⋅d224=12.6⋅π⋅3024=8907 7 mm3 . Deoarece presiunea de lucru este redusă şi conductele de legătură dintre cilindri au lungime redusă, se poate considera că volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul de lichid genrat de pistonul pompei receptoare, V 1=V 2. Pe baza acestei ipoteze se calculează cursa cilindrului pompei centrale cu relaţia: (2.42) Alegem un raport dintre d2d1=2⇒ d1=d22=302=15 mm. Cu acesta rezultă: s1=4⋅V2π⋅d12=4∙8907π⋅152=50 s1=4⋅V2π⋅d12=4∙8907π⋅152=50 mm. Cursa totală a pedalei S a ambreiajului este:

s1=4⋅V2π⋅d12

















Forţa la pedală nu trebuie să depăşească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce la obosirea excesivă a conducătorului auto. Forţa la pedală este: Fp=Fim∙ih∙ηa=427610⋅4⋅0.98=110 Fp=Fim∙ih∙ηa=427610⋅4⋅0.98=110 N=11 daN<15daN . unde s-au considerat – raportul de transmitere mecanic im=10; – raportul de transmitere hidraulic ih=4; – randamentul sistemului hidraulic ηa=0.98.

















Bibliografie

DINAMICA AUTOVEHICULELOR . 1. Prof. univ. dr. ing. Cristian Andreescu - Curs DINAMICA AUTOVEHICULELOR 2. Prof. univ. dr. ing. Aurel P. Stoicescu - PROIECTAREA PERFORMANŢELOR DE TRACŢIUNE ŞI DE CONSUM ALE AUTOMOBILELOR, Editura Tehnica 2007

3. http://www.mitsubishi-motors.ro/files/brosuri/Lancer-clasic.pdf 4. http://www.toyota.ro/e-brochures/Corolla_tcm420-732150.zip/slot033/pdf/compleet.pdf 5. http://www.hyundai-motor.ro/showroom/index.php?

id=183&m=index&carid=96&bodid=138&engid=715&action=3 6. http://www.skoda.ro/technik_te.php?B_ID=297 7. Gh. Frăţilă – Curs Calculul şi construcţia ambreiajului.

















Memoriu tehnic justificativ

Partea I 1. Alegerea Alegerea unui numar numar adecvat de modele modele similar similar de automobile, automobile, analiza particularitatilor lor constructive si a principalelor caracteristici dimensionale, masice si energetic. Stabilirea modelului de automobile ce se va proiecta, p roiecta, conform cerintelor temei. 2. Studiul organizar organizariiii generale generale si a formei construct constructive ive pentru pentru automobilul impus prin tema. 2.1. Determ Determinar inarea ea principa principalilo lilorr paramet parametrii rii dimens dimension ionali ali si masici masici ai automobilului, precum si a subansamblurilor acestuia; 2.2. Determ Determinar inarea ea formei formei si a dimensiu dimensiunil nilor or spatiu spatiului lui util, util, preacum preacum si a interiorului postului de conducere; 2.3. Intocm Intocmire ireaa schit schitei ei de de orga organiza nizare re gene general rala; a; 2.4. Determ Determinar inarea ea pozitie pozitieii centrul centrului ui de masa al autim autimobi obilulu lului, i, atat la sarcina utila nula cat si la sarcina utila maxima constructiva. Determinarea incarcarilor pe punti si a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere ai stabilitatea longitudinal a automobilului, in stransa legatura cu panta maxima impusa prin tema; 2.5. 2.5. Alege Alegere reaa anvel anvelop opel elor or si si jante jantelo lor. r. 3. Determinare Determinarea a coeficientului coeficientului de rezisten rezistenta ta la rulare a pneurilor pneurilor,, a coeficientului de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversal maxime si a randamentului transmisiei. 4. Determinare Determinareaa rezistentelor rezistentelor la inaintear inaintearee si a puterilor puterilor corespunzatoare, in functie de viteza automobilului. 5. Predetermin Predeterminarea area caracteris caracteristicilo ticilorr de turatie turatie la sarcina totala totala a motorului, din conditia de viteza maxima in palier, alegerea motorului si precizarea principalilor parametrii ai motorului ales. 6. Predetermin Predeterminarea area si definitivarea definitivarea raportulu raportuluii de transmitere transmitere al transmisiei principale. Predeterminarea raportului de transmitere transmi tere al primei trepte a schimbatorului de viteze.



















1. Studiul ethnic ethnic al solutiilor solutiilor construct constructive ive posibile posibile pentru pentru ambreiaj ambreiaj si alegerea variantei ce se va proiecta. 2. Calculul Calculul de dimensionare dimensionare si verificare verificare a garnituri garniturilor lor de frecare frecare a ambreiajului. 3. Calculul Calculul si proiectarea proiectarea principalelor principalelor componen componenete ete ale ambreiajulu ambreiajuluii (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare si ghidare). 4. Calculul Calculul si proiectarea proiectarea sistemului sistemului de actionar actionaree al ambreiajului ambreiajului Materialul grafic

1. Desen de de ansamblu ansamblu sumar sumar al automobil automobilului ului (3 vederi). vederi). 2. Desen de ansamblu ansamblu al ambreia ambreiajului jului (vedere (vedere lateral lateral si sectiune sectiune longitudinala).

















Automobile Proiect

Recommend Documents