Dinamica Autovehiculelor - proiect

Proiect - Dinamica Autovehiculelor Autovehiculelor – –

1Organizarea 1Organizarea generală şi alegerea parametrilor parametrilor principali

1.1Studiul soluţiilor similare

Pentru abordarea proiectării 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 al motorului şi punţi motoare, de organizare a transmisiei; de asemenea sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă şi proprie, tipul sistemelor de direcţie şi frânare, tipul suspensiei. Analizând cu atenţie toate aceste informaţii şi având în vedere tendinţele tendinţele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetată se pot stabili, pentru început, prin comparare, unele date iniţiale, absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, dimensiunile geometrice, geometrice, greutatea autovehiculului şi repartizarea sa pe punţi, alegerea roţilor şi determinarea razei de rulare. La soluţia 4  4 cu tracţiune integrală , dispunerea motorului se face în partea din faţă , iar antrenarea punţi se face prin componentele transmisiei distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului . Soluţia iniţială dezvoltată pentru automobile cu capacitate mărită de trecere , prezintă avantajul repartizării fluxului de putere la toate roţile automobilului , ameliorinduameliorindu-se se calităţile de tracţiune , mai ales în teren greu , unde se reduce riscul patinării roţilor . În plus la frânarea cu motorul , forţele de frânare se repartizează pe toate cele 4 roţi , ceea ce oferă avantaje ăn special la frânare pe căi alunecoase .

Opel

Toyota

Nissan

Citroen

Mitsubishi

Subaru

Frontera

L-450

Terrano

Visa

Pajero

Forester

Limited

II

3.2DI-D

Caroserie

4 4

4 4

4 4

4 4

4 4

4 4

Nr uşi

5

5

2

5

3

5

Nr. locuri

5

5

5

5

5

5

Cilindree

3465cmc

2874cmc

2690cmc

2400cmc 3497cmc

1994cmc

Alezaj  cursă

80  89

79  83

77  79,5

75  77

90  90

Lungime

4658 mm

5642 mm 4700 mm

4300mm 4780 mm

4460 mm

Lăţime

1787 mm

1850 mm 1820 mm

1720mm 1780 mm

1735mm

Înălţime

1740 mm

1740 mm 1700 mm

1720mm 1910 mm

1595 mm

Ampatament

2855 mm

2630 mm 2750 mm

2430mm 2722 mm

2425 mm

Ecatament

1634/

1500/

1340/

1430/

1530/

1645 mm

1540 mm 1540 mm

1350mm

1445 mm

1580 mm

205CP/

129CP/

120/

194/

125CP/

5400 rpm

4000 rpm 4800 rpm

6800rpm 5000 rpm

5600 rpm

290Nm/

427Nm/

131Nm/

313Nm/

184Nm/

3000 rpm

4000 rpm 3200 rpm

4500

3000 rpm

3600 rpm

Putere max.. Cuplu max .

1530/ 128CP/ 220Nm/

89  89

rpm Masa proprie

1740kg

2065kg

2100kg

2205kg

2500kg

1365kg

Pneuri

245/

265/

265/

190/

265/

205/70

70R16

70R16S

70R18S

55HR34

65R18H

R15H

187Km/h

175Km/h 180Km/h

180Km/

180Km/h

180Km/h

Viteza max.

h

1.2 Alegerea principalelor dimensiuni geometrice şi de masă Autovehiculul este un vehicul rutier autopropulsat care se poate deplasa pe un drum sau pe un traseu neamenajat, fiind echipat cu roţi, cu şenile , cu patine sau cu pernă de aer. Autovehiculul pe roţi este autovehiculul suspendat elastic pe cel puţin trei roţi şi serveşte pentru transportul persoanelor şi a bunurilor, pentru tractarea unor autovehicule fără mijloace proprii de propulsie şi pentru efectuarea de servicii speciale. Automobilul este un autovehicul pe roţi carosate.

Autovehiculele destinate pentru transportul de persoane se numesc autoturisme, când au o capacitate de maxim opt locuri, autobuze când au capacitate mai mai mare de opt locuri şi automobile de performanţă când se urmăreşte realizarea unor performanţe. Amenajarea generală a autovehiculului de proiectat se adoptă în urma studiului soluţiilor similare de organizare generală a altor autoturisme şi al datelor impuse prin tema de proiectare .

1. Dimensiuni geometrice Având în vedere aceste concluzii , cunoscând datele impuse prin tema de proiect şi urmărind tendinţele actuale din construcţia de automobile am adoptat principalele dimensiuni geometrice şi de masă masă pentru un autoturism tot-teren, tot-teren, 5 locuri şi viteză maximă 180km/h. Lungimea totală – 4200 – 4200 mm ; Lăţimea totală – 1720 – 1720 mm ; Înălţime totală – 1830 – 1830 mm ; Ampatament – Ampatament – 2450 2450 mm ; Consolă faţă – mm ; Consolă spate – mm ; Ecartament faţă – 1450 – 1450 mm ; Ecartament spate – spate – 1430 1430 mm ; Dimensiune anvelope – anvelope – 235/70 235/70 R 15 R; Lungimea automobilului ( La), La), reprezintă distanţa dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automo bilului şi tangenta la acesta în punctele extreme din faţă şi din spate. Toate elementele din faţă sau din spate ale automobilului sunt incluse în aceste două plane. Lăţimea automobilului ( l ), reprezintă distanţa dintre două plane paralele cu planul longitudinal longitudinal de simetrie al vehiculului tangente la acestea de o parte şi de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid, cu excepţia oglinzilor retrovizoare sunt cuprinse între aceste plane. Înălţimea vehiculului ( h ), reprezintă distanţa dintre planul de sprijin şi un pla orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă fără încărcătură utilă, cu pneurile unflate la presiune corespunzătoare masei totale maxime admise. Ampatamentul ( L ), ), reprezintă distanţa distanţa dintre perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului corespunzătoare la două roţi consecutive situate de aceiaşi parte a vehiculului. Ecartamentul ( E ), ), reprezintă distanţa dintre centrele punctelor de contact ale pneurilor cu solul. Consola faţă spate ( C1, C2 ), reprezintă distanţa de la punctul extrem din faţă respectiv spate al vehiculului, până la planul vertical care trece prin centrul roţii din faţă respectiv spate. Garda la sol ( hf ), ), reprezintă înălţimea maximă maximă a unui dreptunghi dreptunghi al cărui plan este perpendicular pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului, care împarte acest dreptunghi în două părţi egale. Dreptunghiul trebui să se poată deplasa sub vehicul fără să atingă vreun punct al acestuia.

5

Greutatea automobilului Greutatea autovehiculului este un parametru important la proiectare şi reprezintă suma greutăţii tuturor mecanismelor şi agregatelor din construcţia acestuia precum şi greutatea încărcăturii. În cazul automobilelor metoda recomandată pentru alegerea greutăţii proprii constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându-se în vedere tendinţele de dezvoltare care vizează utilizarea unor soluţii constructive şi materiale cu mase proprii reduse,astfel că se creează premisa reducerii maselor proprii. Astfel în urma studiului soluţiilor similare masa proprie a automobilului de proiectat se adoptă: mO  1740 kg Masa automobilului ( ma ) face parte din parametri generali şi reprezintă suma dintre masa utilă ( mu ) şi masa proprie ( m p ). Prin tema de proectat masa utilă a autovehiculului mu estede1500 kg  mu  mo  1500  1740  3240 kg . Faţă de masele determinate mai sus , se determină greutatea automobilului Ga , greutatea utilă Guşi greutatea proprie Go cu relaţiile : Ga= ma*10 =1740*10=17400 Gu= mu*10 =1500*10=1500 G p= m p*10 =3240*10=32400 ma

Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate situat în planul vertical, ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziţia centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a şi b şi înălţimea h g conform STAS 6926/2-78. Alegerea poziţiei centrului de masă se poate face prin mai multe metode precum : a) Utilizarea de valori în concordanţă cu valorile coordonatelor centrului de masă al autovehiculelor considerate în studiul soluţiilor similare . b) Utilizarea de valori medii după date oferite de literatura de specialitate. c) Determinarea analitică a coordonatelor centrului de masă. Utilizînd valori medii din literatura de specialitate se adoptă parametrul

a L

=0.45

pentru autovehiculul gol, unde L este ampatamentul autovehiculului. Din relaţia anterioară va rezulta distanţa : a = L  0.67  2450 0,45  1102 mm Ştiind că L – a = b, rezultă că, b = 2450 – 1102 = 1348 mm. Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, găsite se va determina greutatea pe puntea faţă cu următoarea relaţie: G2 =

Ga

G1 =

a

L Ga

b

L

[daN]; G2=

3240 1102

[daN]; G1=

2450

=1457,3 daN

3240 1348 2450

=1782,7 daN

Înălţimea hg se determină prin aceiaşi metodă ştiind că raportul: va rezulta, înălţimea hg=0,35  2450 =857.5 mm

hg L

=0,35 de unde

6 1.3 Alegerea roţilor

Roţile de automobil sînt alcătuite dintr -o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. R igiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creşterea forţei care acţionează asupra pneului şi deformaţia determinată de această creştere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcţia ei, de presiunea interioară a aerului din pneu şi de duritatea suprafeţei de sprijin. Alegerea tipului de pneuri este condiţionată de mai mulţi factori cum ar fi, viteza maximă transmisă prin tema de proiect, şi greutarea ce revine roţilor din spate şi faţă. Funcţie de greutatea repartizată punţilor se poate determina masa ce revineunui pneu folosind relaţiile: - pentru pneurile punţii faţă: Gp1=

G1

- pentru pneurile punţii spate: Gp2=

;

2

G2 n

;

Gp1=

1782,7

Gp2 =

2 1457 4

= 891,35 daN = 364,25daN

unde n=2 sau 4, reprezintă numărul de pneuri ale punţii; Pentru asigurarea unei bune confortabilităţi puntea faţă trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obţinerea elasticităţii punţii faţă contribuie şi utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mică în faţă decât în spate. Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din faţă, se reduce rigiditatea laterală a pneului, astfel că prin sporirea deviaţiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de subvirare, caracterizat de tendinţa de autostabilizare pe traiectoria rectilinie. Se adoptă din literatura de specialitate, ţinând cont şi de soluţiile similare pneurile 235/70 R15 R cu următoarele dimensiuni principale: - janta de măsură 6 - lăţimea secţiunii maxime 210mm - diametru exterior 820mm - raza statica 380 mm - raza dinamica 384 mm - mărimea camerei de aer L16 Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoaşterea razei de rulare, care se apreciază analitic funcţie de raza nominală a roţii şi un coeficient de deformare. Coeficientul de deformare  depinde de presiunea din pneu şi are valorile: -  =0,930-0,935, pentru pneuri utilizate la presiuni mai mici de 600 Kpa -  =0,945-0,950, pentru pneuri utilizare la presiuni mai mari de 600 Kpa În cazul în care se precizează mărimea circumferinţei de rulare, raza de rulare se calculează cu relaţia: r r =

Lr 2

;

Se adoptă coeficientul de deformare

 =0,945,

unde r r= 0,930  384 =362,4mm

7

2. Definirea condiţiilor de autopropulsare

Mişcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcţia şi sensul forţelor active şi a forţelor de rezistenţă ce acţionează asupra acestuia. Definirea condiţiilor de autopropulsare precede calculul de tracţiune, împreună cu care condiţionează performanţele autovehiculului. Cuprinde precizarea, în funcţie de tipul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului, a cauzelor fizice pentru forţele de rezistenţă ce acţionează asupra autovehiculului. 2.1Rezistenţa la rular e Rezistenaţa la rulare ( R r ) este oforţă cu acţiune permanentă la rularea roţilor pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului. Cauzele fizice ale acestei rezistenţe la înaintare sunt: deformarea cu histerezis a pneului, frecări superficiale între pneu şi cale, frecările din lagărele roţii, deformarea căii, percuţia dintre elementele pneului şi microneregularităţile căii, efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis pe banda de rulare etc. Faţă de cauzele determinate, rezistenţa la rulare depinde de un număr mare de factori de influenţă, printre caresemnificativi sunt: construcţia pneului, viteza de deplasare, presiunea aerului din pneu, forţele şi momentele ce acţionează asupra roţii. 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 Ga  cos

unde: R r – este rezistenţa la rulare ; Ga cos  - componenta greutăţii normală pe cale ; Funcţie de tipul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului se recomandă alegerea valorilor din domeniile marcate în diagrama următoare: Folosind relaţia: R r = f * Ga* cos  [ N ] şi adoptând coeficientul rezistenţei la rulare f din diagramă, f = 0,017 , pentru o cale de rulare înclinată ( cos 17 = 0,96 ), asfaltată, în stare bună (autoturism ,4  4 , ce rulează cu viteza maximă vmax = 124km/h), rezultă: R r = 0,017 * 32400 * 0,96 = 528,7 N

Valori recomandate pentru coeficientul rezisten ei la rulare f.

8

2.2Rezistenţa aerului Rezistenţa aerului ( R a ) reprezintă interacţiunea, după direcţia deplasării, dintre aerul în repaus şi autovehiculul în mişcare rectilinie. Ea este o forţă cu acţiune permanentă de sens opus sensului de deplasare a automobilului. Cauzele fizice ale rezistenţei aerului sunt: repartiţia inegală a presiunilor pe partea din faţă şi din spate a caroseriei, frecarea dintre aer şi suprafeţele pe lângă care are loc curgerea acestuia, energia consumată pentru turbionarea aerului şi rezistenţa curenţilor exteriori folosiţi pentru răcirea diferitelor organe şi pentru ventilarea caroseriei. Pentru calculul rezistenţei aerului se recomandă utilizarea relaţiei : R a = 1/2 *  * Cx * A * v2 [ N ] Unde :  - densitatea aerului ; pentru condiţii atmosferice standard ( p = 101,33 -3 * 10 [ N/m2 ] şi T = 288 oK ) densitatea aerului este  = 1,226 [ kg/m3 ] ; Cx – coeficientul de rezistenţă a aerului ; A – aria secţiunii transversale maxime [ m2 ] ; V – viteza de deplasare a automobilului [ m/s ] ; Notând produsul constant : 1/2 *  * Cx = K [ kg/m3 ] numit coeficient aerodinamic, rezistenţa aerului este dată de relaţia: R a = K * A * v2 [ N ] unde : K = 0,6125 * Cx kg/m3 ( condiţii atosferice standard ) ; Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie cu relaţia : A = B * H [ m2 ] unde: B – ecartamentul autoturismului [ m ] H – înălţimea autoturismului [ m ] A = 1,720 * 1,830 = 3,147 m2 Pentru determinarea mărimii coeficientului de rezistenţă a aerului Cx , vom folosi metoda comparativă, conform literaturii de specialitate, analizând valoarea acestuia la soluţiile similare propuse, şi vom adopta o valoare medie. Cx = 0,5 2

125  Astfel rezultă: R a=1/2*1.225*0.5*3,1476*    =964N 3 . 6  

2.3Rezistenţa la pantă La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă ( R p ) după direcţia deplasării, dată de relaţia : R p = Ga * sin  [ N ]. Această forţă este o forţă rezistentă la urcarea rampelor ( de sens opus vitezei de deplasare ) şi o forţă activă la coborârea pantelor. Pentru pante cu înclinări mari (  35o ) expresia rezistenţei la pantă este dată de relaţia : R p = Ga * p [ N ] Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcţie de tipul şi destinaţia automobilului. Pentru cazul nostru adoptăm max = 35 o ; rezultă R p = 32400 * 0.5733 = 18574,9N

9

2.4 Rezistenţa la demarare Regimurile tranzitorii ale mişcării automobilului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demaraje) şi reduceri ale vitezei (frânare). Rezistenţa la demarare ( R d ) 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 vitezelor unghiulare de rotaţie ale elementelor transmisiei şi roţilor. Masa autovehiculului în mişcare de translaţie capătă o acceleraţie liniară, iar piesele aflate în mişcare de rotaţie, acceleraţii unghiulare. Influenţa asupra inerţiei în translaţie a pieselor aflate în rotaţie se face printr -un coeficient  , numit coeficientul de influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie. Rezistenţa la demarare este astfel dată de relaţia : Rd  ma * *

dv dt

unde : ma – masa automobilului [ kg ] ;  - coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie ; dv/dt = a – acceleraţia mişcării de translaţie a autovehiculului [ m/s2 ]. Pentru calculul rezistenţei la demarare este necesară cunoaşterea mărimii coeficientului de influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie. Comform literaturii de specialitate , pentru un autoturism 4  4, cu viteza maximă de 125 km/h, adoptăm momentul masic de inerţie al pieselor motorului Im = 0,2 kg*m2 şi momentul masic al unei roţi I R = 2 kg*m2. Din calcule rezultă coeficienţii maselor astfel : m = 0,0263 şi R = 0,0277 . Pentru acceleraţia maximă în prima treaptă a C.V. valoarea este a1 max = 2,5 2 m/s . Deoarece rezistenţa la rulare cât şi rezistenţa la pantă sunt determinate de starea şi caracteristicile căii de rulare, se foloseşte gruparea celor două forţe într -o forţă de rezistenţă totală a căii ( R  ), dată de relaţia : R  = Rr + Rp = Ga ( f cos  + sin  ) = Ga *  [ N ] unde :  - coef. rezistenţei totale a căii pentru înclinarea drumului de 350 Pentru valorile adoptate anterior  = 0,57 . 2.5 Ecuaţia generală de mişcare a automobilului Pentru stabilirea ecuaţiei generale a mişcării, se consideră autovehiculul în deplasare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală de unghi , în regim tranzitoriu de viteză cu acceleraţie pozitivă. Luând în considerare acţiunea simultană dv dt



1     I R  Ga * f * sin   Ga cos    * C x * A * v 2  ma  2 

a forţelor de rezistenţă şi a forţei motoare ( de propulsie ) din echilibru dinamic după direcţia mişcării, se obţine ecuaţia diferenţială :

10

Funcţie de condiţiile de autopropulsare a autovehiculului, în ecuaţia de mişcare se definesc mai multe forme particulare : a) pornirea din loc cu acceleraţia maximă ; În acest caz ecuaţia generală de mişcare capătă forma particulară F R ( a1 max)

 G a * f  m a *  1

dv dt

1 max

unde : a1 max – acceleraţia în prima treaptă a C.V. FR(a1 max) = 22150 * 0,017 + 2215 * 1,225 * 2,5= 376,4 + 4695,6 = 4934 N b) deplasarea pe calea cu panta maximă ; Corespunzător condiţiilor formulate anterior, coeficientul rezistenţei specifice a căii capătă forma FR max = Ga * max = 22150 * 0,57 = 12625.5 N c)

deplasarea cu viteza maximă ; F Rv ma x

 G a * f 

1 2

2  * C x * A * v ma x

Din condiţia realizării vitezei maxime pe o cale orizontală în stare bună se obţine forma FRv max = 22150 * 0,017+1/2 *1,225 * 2,66* 0,5 * (180/3,6)2 = 377 + 644.5 = 1021,5 N

Dinamica autovehiculului

3 Calculul de tracţiune

Calculul de tracţiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului şi transmisiei, astfel ca autovehiculul de pr oiectat cu caracteristicile definite anterior şi în condiţiile precizate în capitolul precedent să fie capabil să realizeze performanţele prescrise în tema de proiectare sau a performanţelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă. Randamentul transmisiei

Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roţilor motoare ale acestuia. Transmisia fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare dintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei t . Experimentările efectuate au permis să se determine următoarele valori ale randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei : CV = 0,97..0,98 cutia de viteze : (în treapta de priză directă ) ; CV = 0,92..0,94 ( în celelalte trepte ) ; - transmisia principală : 0 = 0,92..0,94 ( pentru transmisiile principale simple ) . Deoarece valoarea globală a randamentului transmisiei depinde de numeroşi factori a căror Valori recomandate pentru influenţă este dificil de apreciat, în calcule se randamentul transmisiei operează cu valori adoptate din diagrama alăturată. Am adoptat t = 0,85 3.2 Determinarea caracteristicii externe a motorului Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea autovehiculului se face prin oferta de putere şi moment. Oferta se exprimă funcţie de turaţia arborelui motor printr -un câmp de caracteristici P = f(n) şi M = f(n) numite caracteristici de turaţie. Domeniul de ofertă este limitat de caracteristica externă ( sau caracteristica la sarcină totală ), care determină posibilităţile maxime ale motorului şi în privinţa puterii şi a momentului la fiecare turaţie din domeniul turaţiilor de funcţionare ale acestuia. Caracteristica externă se completează şi cu curba consumului specific de combustibil ce = f(n).

11

Dinamica autovehiculului A. Alegerea tipului motorului şi a mărimilor semnificative

Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mişcare de translaţie. Existenţa unei mari varietăţi de motoare cu ardere internă cu piston impune alegerea unor criterii de selecţie bine definite. Opţiunea pentru unul dintre tipuri are în vedere în principal modelul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului. în funcţie e soluţiile similare deja existente adopt un autoturism 4  4 cu motor ce dezvoltă o putere de B. Determinarea puterii maxime

Din definirea condiţiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză presupune dezvoltarea unei forţe la roată F pmax . Din definirea puterii ca produs între forţă şi viteză, realizarea performanţei de viteză maximă, în condiţiile prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri: 3 Ga  f  v ma x  K * A * v max Pv max= ; 1000 *  t

3

 180  22150* 0.017 *  0.245 * 2.65 *   3.6 3.6   Pv max= =117.5 CP 180

1000 * 0.85

C. Calculul caracteristicii externe a motorului

Pmax – puterea maximă a motorului ; Mmax – momentul maxim al motorului . Coeficienţii relaţiei se definesc astfel : Pentru evaluarea caracteristicii exterioare în mod analitic se folosesc relaţiile : 2 3  n  n   n   P n           si M n  9550 P n   P ma x  unde : n n n  n p  p p       Pmax – puterea maximă a motorului ; M(n) – momentul funcţie de turaţie . Coeficienţii relaţiei se definesc astfel : 3  4 * ce 2 * ce 1 3  ce   ;   ;    ; ca  unde : 2 * 1  ce 2 * 1  ce 2 * 1  ce 2 ce  ca 

n M n p

este coeficientul de elasticitate al motorului ;

M ma x M p

este coeficientul de adaptabilitate al motorului .

Cunoscând turaţia de putere maximă nP, turaţia de moment maxim nM, puterea motorului Pmax, momentul maxim Mmax şi relaţiile de definire a celorlalte mărimi avem :

12


ce 

n M



n P

3000 5400

 0,55 ; ca 

3 - 0,5 2

 1,22

Efectuând calculele rezultă coeficienţii , ,  cu valorile :  = 0.88 ;  = 1.22;  = -1.11 . Punând condiţia ca puterea la viteză maximă să corespundă punctului de turaţie maximă se obţine pentru puterea maximă a motorului din relaţia de mai jos 2 3  n      n n M M M               P M  P ma x   n p  n p   n p   

P VMAX

Pmax = 

2

 n   n     m     m  n p  n p   n p 

nm

M n   9550

P n  n

3

117.5

=

 9550

0.88

2

 3000   3000   1.22  1.11  5400  5400   5400  3000

172 5400

3

= 178kw

 286

. Principalele date ale motorului sunt centralizate în tabelele următoare : n0 rot/min] 500

Ce 0.55

nm np n max [rot/min] [rot/min] [rot/min] 3000 4300 5000

ca 1.222

 0,88

 1,22

P max [kW] 178

M max [Nm] 385

Mp [Nm] 314

 -1,11

Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisie

Funcţionarea automobilului în condiţii normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistenţelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiţii rezultă că la roţile motoare ale autovehiculului, necesarul de forţă de tracţiune şi de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici transmisia trebuie să of ere un asemenea câmp. Situaţiile care apar în timpul deplasării unui autovehicul sunt: a) motorul să echilibreze prin posibilităţile proprii întreaga gamă de rezistenţe. Acest lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare. Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime, se obţine caracteristica ideală de tracţiune dată de relaţia : FR * v = PR max = ct.

13


unde: FR = forţa la roată; v = viteza de deplasare; PR max = puterea maximă la roată . b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare: v m ax



P R m ax F Rv m ax

unde FR v max este forţa la roată necesară deplasării cu viteza maximă de

performanţă. c) când viteza = 0 , rezultă o forţă la roată infinită. Ca urmare, la viteze mici, limita este dată de aderenţa roţilor cu calea, definită cu relaţia FR max  FR =  * Gad unde :  =0,7 coeficientul de aderenţă; Gad = greutatea aderentă, respectiv greutatea ce revine în condiţii de demaraj roţilor motoare.

Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei

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 sau rezistenţa specifică a căii şi acceleraţia maximă la pornirea de pe loc. Performanţele date prin forţele la roată necesare pot fi formulate ca valori maxime când forţele la roată oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul funcţionează la turaţia momentului maxim pe caracteristica externă ( Mmax ) iar în transmisie este cuplat cel mai mare raport de transmitere it max . it max = icv1 * i0 unde: icv1 = raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze; i0 = raportul de transmitere a transmisiei principale . Pentru ca forţa la roată să fie situată în domeniu trebuie ca : FRmax    G ad sau În cazul autoturismelor 4  4 cu roţi cuplate prin reductor –distribuitor se defineşte un raport de transmitere maxim al transmisiei cu reductor distribuitor cuplat în treaptă reducătoare ( it max R ) şi un raport în cazul utilizării cu o singură punte motoare ( it max ) . Tracţiunea 4  4 cu treaptă reducătoare se consideră raţională măririi capacităţii de trecere pâna la limita abordării unor pante de 33-350 . când raportul de transmitere necesar este : G  ma x R  r d It max R = A M ma x  t Unde  ma x = f cos  R m ax +sin  R m ax Cu  R m ax = 33-350

14


22150  0.57  0.36

It max R =

375  0.85

=14.33

Funcţie de modul de organizare generală a transmisiei şi de parametrii constructivi ai automobilului greutatea aderentă are valoarea Gad =Ga *cos  =22150*0.96 = 21264 Greutatea aderentă reprezintă greutatea ce revine punţii motoare la urcarea pantei maxime, în cazul automobilului 4  4

Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei

Valoarea minimă a raportului de transmitere a transmisiei este determinată din condiţia cinematică de realizare a vitezei maxime de performanţă, când motorul funcţionează la turaţia maximă. Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic şi celelalte angrenaje de reducerea turaţiei cu funcţionare permanentă montate în punte. Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condiţiile de viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze, valoarea raportului i0 este dată de relaţia: i 0=



r r

30

n ma x v ma x

=

3.14 30

* 0.362

5000 180 *1000 / 3600

=3.78

Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi a mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Pentru determinarea numărului de trepte se utilizează două metode: o metodă grafică şi o metodă analitică. Indiferent de metoda aleasă se fac unele ipoteze simplificatoare precum: schimbarea treptelor de viteză să se facă instantaneu, astfel încât viteza maximă în treapta inferioară să fie egală, cu viteza minimă în treapta superioară. Metoda recomandată de literatura de specialitate este aceia a etajării treptelor în progresie geometrică. Pentru calculul numărului de trepte se porneşte de la principiul că viteza maximă, într -o treaptă inferioară să fie egal cu viteza minimă într -o treaptă superioară, folosind relaţia: Va K =

 i 0 * i K

* r d

Cunoscând raportul de transmitere it max cît şi it min se poate determina raportul de transmitere it min : iCV 1 =

i t m ax i t m in

;icv 1=

17 3.6

=3.79

15


În cazul etajării cutiei de viteze în progresie geometrică, între valoarea maximă i1 şi minimă in=1 în cutia de viteze sînt necesare n trepte date de relaţia: log iCV 1

n 1 

log

n max

;

n  1

n M

log 3.79 log 3.79 ; n  1 ; n  1  3 .7;unde n  4 .7 4300 log 1.43 log 3000

Se adoptă n=5 Alegerea finală a mărimii numărului de trepte se face ţinându-se cont de considerente constructiv funcţionale şi de exploatare ale cutiei de viteze precum şi de tipul şi destinaţia automobilului. Astfel pentru autovehicule 4  4 în scopul unei bune adaptabilităţi se utilizează de obicei cutiile de viteze cu 5 trepte. Ţinând cont de tipul şi destinaţia autovehiculului, funcţionarea economică a automobilului presupune ca la astfel de regimuri de deplasare, motorul să funcţioneze în zone cu consum favorabil, respectiv la turaţia medie economică, astfel s-a introdus a cincea treaptă econoamă, calculată cu relaţia: icv5=

 30



n ec vi

 r r ; icv5=

 3500



30 145

 0.362 ; icv5=0,90

nec =nmax *0.6 =5000*0.7 =3500 vi =vmax*0.7 =180*0.8 =145 km/h Fiind determinat numărul de trepte şi ţinând cont că i=1, într -o treaptă K, raportul de transmitere este dat de relaţia: n  k iCV k = n 1 iCV (k=1…n) 1 ; Pentru treapta a-I-a; icv1=3.79 Pentru treapta a-II-a; icv2=2.71 Pentru treapta a-III-a; icv3=1.64 Pentru treapta a-IV-a; icv4=1.13 Pentru treapta a-V-a; icv5=0.90 Determinarea numărului de trepte se poate face şi pe cale analitică, menţinându-se aceleaşi ipoteze ca şi în cazul celeilalte metode luând într -un sistem de axe perpendiculare, unde pe abscisă se consideră viteza de deplasare notată cu “v”, iar pe ordonată se consideră viteza unghiulară  . Dependenţa dintre viteza unghiulară de rotaţie a arborelui motorului şi viteza de deplasare a autovehiculului, într-o treaptă oarecare k, cu raportul de transmitere icv k , este: i *i   0 cvk * v; r r Pentru stabilirea numărului de trepte, mai întâi trebuie să se cunoască raportul de transmitere pentru treapta I a cutiei de viteze ca să se poată determina celelalte rapoarte de transmitere ale cutiei de viteze. Pentru aceasta trebuie ca funcţionarea motorului pe caracteristica exterioară să aibă loc într -un interval de viteze unghiulare cuprins în domeniul de stabilitate. În plus se fac următoarele ipoteze: schimbarea treptelor de viteză învecinate se facă instantaneu, iar viteza maximă, într -o treaptă este egală cu viteza minimă în treapta imediat superioară. 16


4 Evaluarea performanţelor 4.1 Bilanţul de tracţiune şi caracteristica forţei la roată

Performanţele reprezintă posibilităţile maxime în privinţa, capacităţii de autopropulsare, capacităţilor de sporire a vitezei, capacităţilor de frânare şi capacităţilor de funcţionare economică din punct de vedere al consumului de combustibil. Cu ajutorul acestor studii se stabilesc criteriile de calitate, prin care se apreciază şi se diferenţiază autovehiculele. Criteriile de apreciere ale performanţelor dinamice se fac prin studii utilizând caracteristica puterilor, caracteristica de tracţiune şi caracteristica dinamică. Caracteristica forţei la roată (Fr ) Pentru fiecare punct al caracteristicii externe de funcţionare a motorului, se poate calcula, la mersul în fiecare treaptă a cutiei de viteze, atât forţa la roată F r , cât şi viteza de deplasare a automobilului V. Forţa la roată se calculează cu relaţia:  * M * i cv * i 0 Fr = tr ; r d

Iar viteza de deplasare a automobilului este :  v  r  r r  * r r ; i 0 * i cv

În care , r , sunt viteze unghiulare ale roţii motoare şi respectiv a arborelui motorului. Prin caracteristica forţei la roată se defineşte dependenţa grafică dintre forţa la roată şi viteza de deplasare a automobilului. În cazul autovehiculului dat spre proiectare caracteristica forţei la roată, având în vedere relaţiile de mai sus arată astfel: Caracteristica forţei la roată serveşte pentru calculul caracteristicii dinamice. Pentru o singură treaptă de viteze caracteristica forţei la roată este prezentată în continuare: V1

FR1

V2

FR2

V3

FR3

V4

FR4

V5

FR5

0.862398

15388.911

1.3136887

10102.367

1.9392547

6843.5392

2.9088821

4562.3595

4.0724349

3258.8282

1.2073572

15948.98

1.8391642

10470.037

2.7149566

7092.6054

4.0724349

4728.4036

5.7014089

3377.4311

1.5523164

16461.786

2.3646396

10806.679

3.4906585

7320.6533

5.2359878

4880.4355

7.3303829

3486.0254

1.8972756

16927.329

2.8901151

11112.294

4.2663604

7527.683

6.3995406

5018.4553

8.9593568

3584.6109

2.2422348

17345.609

3.4155906

11386.882

5.0420623

7713.6944

7.5630934

5142.4629

10.588331

3673.1878

2.587194

17716.626

3.9410661

11630.444

5.8177642

7878.6876

8.7266463

5252.4584

12.217305

3751.756

2.9321531

18040.379

4.4665415

11842.978

6.5934661

8022.6625

9.8901991

5348.4417

13.846279

3820.3155

3.2771123

18316.869

4.992017

12024.486

7.369168

8145.6192

11.053752

5430.4128

15.475253

3878.8663

3.6220715

18546.095

5.5174925

12174.966

8.1448698

8247.5577

12.217305

5498.3718

17.104227

3927.4084

17


3.9670307

18728.059

6.0429679

12294.42

8.9205717

8328.4779

13.380858

5552.3186

18.733201

3965.9419

4.3119899

18862.759

6.5684434

12382.847

9.6962736

8388.3799

14.54441

5592.2533

20.362175

3994.4666

4.6569491

18950.196

7.0939189

12440.246

10.471976

8427.2637

15.707963

5618.1758

21.991149

4012.9827

5.0019083

18990.37

7.6193944

12466.619

11.247677

8445.1292

16.871516

5630.0861

23.620123

4021.4901

5.1743879

18992.733

7.8821321

12468.171

11.635528

8446.1801

17.453293

5630.7867

24.43461

4021.9905

5.5193471

18962.012

8.4076076

12448.003

12.41123

8432.5182

18.616845

5621.6788

26.063583

4015.4849

5.8643063

18884.028

8.9330831

12396.809

13.186932

8397.8381

19.780398

5598.5588

27.692557

3998.9705

6.2092655

18758.78

9.4585585

12314.587

13.962634

8342.1398

20.943951

5561.4265

29.321531

3972.4475

6.5542247

18586.269

9.984034

12201.339

14.738336

8265.4232

22.107504

5510.2821

30.950505

3935.9158

6.8991839

18366.495

10.509509

12057.064

15.514038

8167.6884

23.271057

5445.1256

32.579479

3889.3754

7.2441431

18099.458

11.034985

11881.762

16.28974

8048.9353

24.43461

5365.9569

34.208453

3832.8263

7.5891023

17785.157

11.56046

11675.433

17.065442

7909.164

25.598162

5272.776

35.837427

3766.2686

7.9340614

17423.593

12.085936

11438.077

17.841143

7748.3745

26.761715

5165.583

37.466401

3689.7021

8.2790206

17014.766

12.611411

11169.694

18.616845

7566.5667

27.925268

5044.3778

39.095375

3603.127

8.6239798

16558.676

13.136887

10870.284

19.392547

7363.7407

29.088821

4909.1605

40.724349

3506.5432

8.968939

16055.323

13.662362

10539.847

20.168249

7139.8964

30.252374

4759.9309

42.353323

3399.9507

9.3138982

15504.706

14.187838

10178.383

20.943951

6895.0339

31.415927

4596.6893

43.982297

3283.3495

9.6588574

14906.826

14.713313

9785.8928

21.719653

6629.1532

32.579479

4419.4354

45.611271

3156.7396

10.003817

14261.683

15.238789

9362.3752

22.495355

6342.2542

33.743032

4228.1695

47.240245

3020.121

1 Pentru studiul performanţelor automobilului la deplasarea pe un anumit drum caracterizat de o înclinare longitudinală şi de un coeficient de rezistenţă la rulare f, caracteristica se completează cu bilanţul de tracţiune dat de relaţia: FR = R r + R p + R d + R a Pentru rezolvarea problemelor legate de dinamicitatea automobilului se propune reprezentarea bilanţului de tracţiune sub forma: FR – R a = R r + R p+ R d Membrul stâng al acestei relaţii reprezintă forţa excedentară care poate fi folosită la învingerea rezistenţei drumului şi la accelerarea automobilului. Calculul sub formă tabelară a valorilor vitezei în cadrul treptei considerate este reprezentat în tabelul următor. Relaţiile de utilizare la construirea acestui tabel sunt menţionate anterior, iar rapoartele de transmitere ale transmisiei automobilului sunt: Pentru treapta a- I -a: i cv1= 5,53 Pentru treapta a- II -a: i cv1= 3,13 Pentru treapta a- III -a: i cv1= 1,77 Pentru treapta a- IV -a: i cv1= 1 Pentru treapta a- V -a: i cv1= 0,86 Pentru transmisia principală: i 0 =3,6 v4 [m/s] 4.82 6.17 7.52 8.87

Fex4 V4 [N] [m/s] 2231.55 16.98 2269.93 17.36 2298.49 18.42 2317.24 19.48

Fex4 [N] 2223.61 2210.34 2169.71 2123.02 18

V4 Fex4 [m/s] [N] 25.85 1715.65 26.91 1626.55 27.97 1531.39 29.03 1430.17


10.22 11.57 12.92 14.27 15.63

2326.17 2325.29 2314.59 2294.08 2263.75

20.54 21.60 22.67 23.73 24.79

2070.28 2011.47 1946.60 1875.68 1798.70

19

30.09 1322.89 31.15 1209.55 32.21 1090.16 33.28 964.70 34.72 783.86


Caracteristica forţei la roată

16000

14000

12000

10000 ] N [ a ţ o F

8000

6000

4000

2000

0 0

5

10

15

20

25

30

35

FR4

FR5

Viteza [m/s] 20 FR1

FR2

FR3

40

45

Dinamica autovehiculului 1.5.2Bilanţul de putere şi caracteristica puterilor autovehiculului

Caracteristica puterilor Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanţului de putere funcţie de viteza automobilului, pentru toate treptele de viteze. Bilanţul de putere al automobilului reprezintă echilibrul dinamic puterea la roata PR şi suma puterilor necesare învingerii rezistenţelor la înaintare, respectiv rezistenţa la rulare ( Pr ), rezistenţa la urcarea pantei ( P p ), rezistenţa la demarare ( R d ) şi rezistenţa aerului ( P a ), dat de relaţia : PR =P* t =Pr + Pa+ P p+Pd unde ; P- puterea motorului  t - randamentul transmisiei În cazul autovehiculului dat spre proiectare, având cinci rapoarte de transmitere ale cutiei de viteze de mers înainte, reprezentarea grafică a caracteristicii puterilor în coordonate putere-viteză arată astfel: Relaţiile de calcul pentru mărimile din componenţa tabelelor următoare sunt: Pr =

v

v

* R p ; 1000 v * R a ; PR = * FR ; Pa= 1000 1000 1000 v

v1 [m/s] 0.87163 1.11569 1.35974 1.6038 1.84786 2.09191 2.33597 2.58003 2.82408 3.06814 3.13787 3.32963 3.52139 3.71315

* R r ; P p =

PR 1 v2 [KW] [m/s] 10.88 1.54163 14.25 1.97329 17.73 2.40494 21.27 2.8366 24.87 3.26825 28.49 3.69991 32.12 4.13157 35.71 4.56322 39.26 4.99488 42.74 5.42654 43.71 5.54987 46.35 5.88902 48.91 6.22818 51.38 6.56734

PR 2 [KW] 10.88 14.25 17.73 21.27 24.87 28.49 32.12 35.71 39.26 42.74 43.71 46.35 48.91 51.38

v3 PR 3 v4 PR 4 v5 PR5 [m/s] [KW] [m/s] [KW] [m/s] [KW] 2.72664 10.88 4.82253 10.88 5.60759 10.88 3.4901 14.25 6.17284 14.25 7.17772 14.25 4.25356 17.73 7.52315 17.73 8.74785 17.73 5.01701 21.27 8.87346 21.27 10.318 21.27 5.78047 24.87 10.2238 24.87 11.8881 24.87 6.54393 28.49 11.5741 28.49 13.4582 28.49 7.30739 32.12 12.9244 32.12 15.0284 32.12 8.07085 35.71 14.2747 35.71 16.5985 35.71 8.83431 39.26 15.625 39.26 18.1686 39.26 9.59777 42.74 16.9753 42.74 19.7387 42.74 9.8159 43.71 17.3611 43.71 20.1873 43.71 10.4158 46.35 18.4221 46.35 21.421 46.35 11.0156 48.91 19.483 48.91 22.6547 48.91 11.6155 51.38 20.544 51.38 23.8884 51.38

21


3.90491 4.09666 4.28842 4.48018 4.67194 4.8637 5.05546 5.24722 5.43898 5.63073 5.82249 6.01425 6.20601 6.27574

53.75 6.9065 56.00 7.24566 58.13 7.58482 60.13 7.92398 61.97 8.26313 63.65 8.60229 65.16 8.94145 66.49 9.28061 67.62 9.61977 68.54 9.95893 69.24 10.2981 69.70 10.6372 69.92 10.9764 69.94 11.0997

53.75 56.00 58.13 60.13 61.97 63.65 65.16 66.49 67.62 68.54 69.24 69.70 69.92 69.94

12.2153 12.8152 13.4151 14.0149 14.6148 15.2146 15.8145 16.4144 17.0142 17.6141 18.2139 18.8138 19.4137 19.6318

53.75 21.6049 56.00 22.6659 58.13 23.7269 60.13 24.7878 61.97 25.8488 63.65 26.9097 65.16 27.9707 66.49 29.0316 67.62 30.0926 68.54 31.1535 69.24 32.2145 69.70 33.2755 69.92 34.3364 69.94 34.7222

53.75 25.122 56.00 26.3557 58.13 27.5894 60.13 28.823 61.97 30.0567 63.65 31.2904 65.16 32.524 66.49 33.7577 67.62 34.9914 68.54 36.2251 69.24 37.4587 69.70 38.6924 69.92 39.9261 69.94 40.3747

53.75 56.00 58.13 60.13 61.97 63.65 65.16 66.49 67.62 68.54 69.24 69.70 69.92 69.94

Deoarece studiul performanţelor automobilului se face de obicei în funcţie de deplasarea cu viteze constante, pe o cale orizontală în stare bună se notează cu puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la rulare pe o cale orizontală bună considerată cu un coeficient al rezistenţei la rulare f = ct. pentru viteze uzuale. Unde Pro =Ga * f *v. Bilanţul de putere va fi de forma: P = PR – (Pro + Pa) = Pex. Pex – este o putere numită excedentară faţă de deplasarea cu viteză constantă pe o cale dată. Această putere este utilizată de automobil în scopul sporirii vitezei maxime, învingerea rezistenţelor maxime ale căii de rulare, sporirea vitezei şi învingerea rezistenţelor căii. Puterea utilizată la deplasarea cu viteză constantă pe o cale orizontală este numită Prez şi se manifestă în orice condiţii (pentru învingerea rezistenţei aerului şi a rezistenţei la rulare apare un consum permanent de putere). Studiul performanţelor dinamice cu ajutorul caracteristicii puterilor se face funcţie de modul de utilizare a puterii disponibile. Pentru o reprezentare grafică s-a folosit expresia bilanţului de putere dat de relaţia: PR = P*  t =Pr + Pa + P p + Pd dată sub forma Pex = Pd + P  Pr = PR – Prez unde Prez = Pa + Pro şi Pr  Pro  Pr  G a (f  Fcoa ) f - coeficient al rezistenţei de rulare

22


v4 Pa4 PR 4 Pr 4 Pcsi Pa+Pr [m/s] [kW] [kW] [kW] [kW] [kW] 4.82 11.82 10.88 3.91 0.39 4.02 6.17 15.49 14.25 5.00 0.50 5.24 7.52 19.27 17.73 6.09 0.61 6.53 8.87 23.12 21.27 7.19 0.72 7.90 10.22 27.03 24.87 8.28 0.83 9.37 11.57 30.97 28.49 9.38 0.94 10.96 12.92 34.91 32.12 10.47 1.05 12.67 14.27 38.82 35.71 11.56 1.16 14.53 15.63 42.68 39.26 12.66 1.27 16.55 16.98 46.45 42.74 13.75 1.38 18.74 17.36 47.51 43.71 14.06 1.41 19.40 18.42 50.38 46.35 14.92 1.49 21.30 19.48 53.16 48.91 15.78 1.58 23.33 20.54 55.85 51.38 16.64 1.66 25.49 21.60 58.42 53.75 17.50 1.75 27.79 22.67 60.87 56.00 18.36 1.84 30.24 23.73 63.19 58.13 19.22 1.92 32.85 24.79 65.35 60.13 20.08 2.01 35.62 25.85 67.36 61.97 20.94 2.09 38.57 26.91 69.19 63.65 21.80 2.18 41.69 27.97 70.83 65.16 22.66 2.27 44.99 29.03 72.27 66.49 23.52 2.35 48.49 30.09 73.50 67.62 24.38 2.44 52.19 31.15 74.50 68.54 25.23 2.52 56.09 32.21 75.26 69.24 26.09 2.61 60.22 33.28 75.76 69.70 26.95 2.70 64.56 34.34 76.00 69.92 27.81 2.78 69.13 34.72 76.02 69.94 28.13 2.81 70.85

23


Caracteristica Puterilor

80.00

70.00

60.00

50.00 ] W k [ e r e t u40.00 P

30.00

20.00

10.00

0.00 0

5

10

15

20

25

30

Viteza [m/s] PR1

PR224

PR3

PR4

PR5

35

40


Bilanţul de Putere

80.00

70.00

60.00

50.00 ] W k [ e r e t u 40.00 P

30.00

20.00

10.00

0.00 0

5

10

15

20

25

Viteza [m/s]

P

PR

Pr

25

Pcsi

Pa+Pr

30

35

40


A. Determinarea caracteristicii acceleraţiilor

Din ecuaţia de definiţie a factorului dinamic, se poate deduce expresia acceleraţiei de mişcare a automobilului: a

dv

g

 (D  ) , pentru fiecare treaptă. dt  Valorile acceleraţiei vor depinde de drumul pe care rulează automobilul, caracterizat prin rezistenţa specifică ”  ”, de regulă demarajul automobilului se studiază la deplasarea pe drum orizontal astfel  =f. Caracteristica acceleraţiilor reprezintă dependenţa grafică dintre acceleraţia automobilului măsurată în m/s2, şi viteza de deplasare a automobilului va. Relaţiile utilizate la construirea acestui tabel sunt cele menţionate anterior, iar rapoartele de transmitere ale transmisie autobehiculului sunt Pentru treapta a- I -a: i cv1= 5,53 Pentru treapta a- II -a: i cv1= 3,13 Pentru treapta a- III -a: i cv1= 1,77 Pentru treapta a- IV -a: i cv1= 1 Pentru treapta a- V -a: i cv1= 0,86 Pentru transmisia principală: i 0 =3,6 v1 a1 v2 a2 v3 a3 v4 a4 v5 a5 2 2 2 2 [m/s] m/s [m/s] [m/s] [m/s] [m/s ] [m/s ] [m/s ] [m/s] [m/s2] 0.872 1.324 1.542 1.040 2.727 0.622 4.823 0.295 5.608 0.230 1.116 1.357 1.973 1.068 3.490 0.639 6.173 0.303 7.178 0.235 1.360 1.387 2.405 1.092 4.254 0.654 7.523 0.309 8.748 0.238 1.604 1.413 2.837 1.113 5.017 0.667 8.873 0.313 10.318 0.239 1.848 1.435 3.268 1.131 5.780 0.678 10.224 0.315 11.888 0.238 2.092 1.453 3.700 1.146 6.544 0.686 11.574 0.315 13.458 0.235 2.336 1.468 4.132 1.158 7.307 0.692 12.924 0.312 15.028 0.229 2.580 1.478 4.563 1.166 8.071 0.696 14.275 0.308 16.598 0.222 2.824 1.485 4.995 1.171 8.834 0.697 15.625 0.302 18.169 0.212 3.068 1.488 5.427 1.172 9.598 0.696 16.975 0.294 19.739 0.200 3.138 1.488 5.550 1.172 9.816 0.695 17.361 0.291 20.187 0.197 3.330 1.486 5.889 1.171 10.416 0.692 18.422 0.282 21.421 0.185 3.521 1.483 6.228 1.167 11.016 0.687 19.483 0.273 22.655 0.173 3.713 1.477 6.567 1.161 11.615 0.681 20.544 0.262 23.888 0.159 3.905 1.468 6.907 1.154 12.215 0.674 21.605 0.250 25.122 0.143 4.097 1.457 7.246 1.144 12.815 0.665 22.666 0.236 26.356 0.127 4.288 1.444 7.585 1.132 13.415 0.655 23.727 0.221 27.589 0.109 4.480 1.429 7.924 1.119 14.015 0.643 24.788 0.205 28.823 0.090 4.672 1.411 8.263 1.103 14.615 0.630 25.849 0.188 30.057 0.069 4.864 1.391 8.602 1.086 15.215 0.615 26.910 0.170 31.290 0.047 5.055 1.368 8.941 1.066 15.815 0.599 27.971 0.150 32.524 0.024 5.247 1.343 9.281 1.044 16.414 0.581 29.032 0.129 33.758 -0.001

26


5.439 5.631 5.822 6.014 6.206 6.276

1.315 1.286 1.254 1.219 1.182 1.168

9.620 9.959 10.298 10.637 10.976 11.100

1.021 0.995 0.967 0.938 0.906 0.894

17.014 17.614 18.214 18.814 19.414 19.632

27

0.562 0.542 0.520 0.497 0.472 0.462

30.093 31.154 32.215 33.275 34.336 34.722

0.107 0.083 0.058 0.032 0.005 0.005

34.991 36.225 37.459 38.692 39.926 40.375

-0.027 -0.054 -0.082 -0.112 -0.143 -0.155


Caracteristica acceleraţiilor

1.6

1.4

1.2

] 2 1 ^ s / m [ a i ţ a r e l e c c 0.8 a

0.6

0.4

0.2

0 0

5

10

15

20

25

30

35

viteza [m/s]

28 a1

a2

a3

a4

a5

40

45


B. Determinarea timpului de demarare

Prin timp de demarare se înţelege timpul necesar de creştere a vitezei automobilului între viteza minimă în treapta întâi a cutiei de viteze şi viteza maximă de deplasare în ultima treaptă, făcând ipotezele că motorul funcţionează pe caracteristica externă şi că schimbarea treptelor se face instantaneu. Pentru calculul timpului de demaraj se porneşte de la definiţia acceleraţiei: a=

dv dt

De unde se deduce expresia timpului elementar: dt 

dv a

;

Întrucât pentru acceleraţie nu există o funcţie analitică de variaţie în raport cu viteza, se recurge prin integrare, la diagrama acceleraţiei. La viteza maximă a automobilului, acceleraţia fiind nulă, inversul acceleraţiei va fi infinit. Astfel expresia timpului de demaraj va fi: 0 , 9*Vma x

td 



dv a

v mi n1

;

Pentru calcularea timpului de demaraj este necesară calcularea inversului acceleraţiei. Deoarece inversul acceleraţiei tinde la infinit pentru viteza care tinde la viteza maximă, acesta se calculează pentru o valoare egală cu 0,9 din viteza maximă.

va1

1/a1 0.87 1.12 1.36 1.60 1.85 2.09 2.34 2.58 2.82 3.07 3.14 3.33 3.52 3.71 3.90 4.10 4.29

0.76 0.74 0.72 0.71 0.70 0.69 0.68 0.68 0.67 0.67 0.67 0.67 0.67 0.68 0.68 0.69 0.69

va2 [m/s] 1/a2 1.54 1.97 2.40 2.84 3.27 3.70 4.13 4.56 4.99 5.43 5.55 5.89 6.23 6.57 6.91 7.25 7.58

0.96 0.94 0.92 0.90 0.88 0.87 0.86 0.86 0.85 0.85 0.85 0.85 0.86 0.86 0.87 0.87 0.88

Va3 [m/s] 2.73 3.49 4.25 5.02 5.78 6.54 7.31 8.07 8.83 9.60 9.82 10.42 11.02 11.62 12.22 12.82 13.42 29

1/a3

Va4 1/a4 va5 1/a5 m/s 1.61 4.82 3.39 5.61 1.56 6.17 3.30 7.18 1.53 7.52 3.23 8.75 1.50 8.87 3.19 10.32 1.48 10.22 3.18 11.89 1.46 11.57 3.18 13.46 1.45 12.92 3.20 15.03 1.44 14.27 3.24 16.60 1.44 15.63 3.31 18.17 1.44 16.98 3.41 19.74 1.44 17.36 3.44 20.19 1.45 18.42 3.54 21.42 1.46 19.48 3.67 22.65 1.47 20.54 3.82 23.89 1.48 21.60 4.01 25.12 1.50 22.67 4.24 26.36 1.53 23.73 4.52 27.59

4.36 4.26 4.20 4.18 4.20 4.26 4.36 4.51 4.71 4.99 5.09 5.40 5.79 6.30 6.97 7.89 9.19


4.48 4.67 4.86 5.06 5.25 5.44 5.63 5.82 6.01 6.21 6.28

0.70 0.71 0.72 0.73 0.74 0.76 0.78 0.80 0.82 0.85 0.86

7.92 8.26 8.60 8.94 9.28 9.62 9.96 10.30 10.64 10.98 11.10

0.89 0.91 0.92 0.94 0.96 0.98 1.00 1.03 1.07 1.10 1.12

14.01 14.61 15.21 15.81 16.41 17.01 17.61 18.21 18.81 19.41 19.63

1.56 1.59 1.63 1.67 1.72 1.78 1.85 1.92 2.01 2.12 2.16

24.79 4.87 28.82 11.16 25.85 5.32 30.06 14.49 26.91 5.90 31.29 21.23 27.97 6.67 32.52 41.90 29.03 7.76 33.76 -1423.67 30.09 9.39 34.99 -37.60 31.15 12.05 36.23 -18.58 32.21 17.19 37.46 -12.14 33.28 31.12 38.69 -8.91 34.34 207.68 39.93 -6.97 34.72 184.20 40.37 -6.45

Înlocuind în relaţie se calculează timpul de demaraj, necesar atingerii vitezei de 100 km/h (în treapta a IV a, a cutiei de viteze) , pentru un drum orizontal cu f=0,02, şi sarcina maximă Ga=45000 N.

v4 [m/s] 3.32963 3.52139 3.71315 3.90491 4.09666 4.28842 4.48018 4.67194 4.8637 5.05546 5.24722 5.43898 5.54987 5.88902 6.22818 6.56734 7.92398 8.26313 8.60229 8.94145

td [s] 0.04386 0.08783 0.13198 0.17639 0.22112 0.26626 0.31189 0.35811 0.40499 0.45266 0.50121 0.55707 0.58953 0.68948 0.79027 0.89209 1.30434 1.40887 1.51509 1.62327

v td [m/s] [S] 9.28061 1.73369 11.0156 2.59211 11.6155 2.8915 12.2153 3.19419 12.8152 3.50091 13.4151 3.81248 14.0149 4.12974 14.6148 4.45367 15.2146 4.78531 15.8145 5.12588 16.4144 5.47673 19.483 9.3028 20.544 10.681 21.6049 12.1266 22.6659 13.6548 23.7269 15.2846 24.7878 17.0414 25.8488 18.9592 26.9097 21.0863 27.77 23.494

30


Caracteristica timpului de demarare

25

20

15 ] s [ p m i T

10

5

0 0

5

10

15

Viteza [m/s] 31

20

25

30

Dinamica autovehiculului B. Caracteristica spaţiului de demaraj

Prin spaţiului de demaraj se înţelege distanţa parcursă de automobil în timpul demarajului. Pentru calculul spaţiului de demaraj se foloseşte relaţia de definiţie a vitezei: v=

ds dt

;

de unde se deduce expresia spaţiului elementar: ds= v * dt , Din relaţia de mai sus se observă cunoaşterii funcţiei de dependenţă a vitezei faţă de timp. Astfel timpul necesar pentru demaraj de la viteza vmin1 la viteza v1 este:

 1  ;  a 1m ed Dacă într -un sistem de axe se i-a în abscisă vitezele de demaraj, iar în ordonată timpul necesar de demaraj pentru fiecare viteză, rezultă reprezentarea grafică a funcţiei v=v(t). Spaţiul, de demaraj total Sd se exprimă prin relaţia: t 1=  v 

td

Sd

  v( t )dt; 0

Graficul funcţiei determinate este prezentat în continuare: v [m/s] 3.32963 3.52139 3.71315 3.90491 4.09666 4.28842 4.48018 4.67194 4.8637 5.05546 5.24722 5.43898 5.54987 5.88902 6.22818 6.56734 7.92398 8.26313 8.60229 8.94145

sd [m] 0.12518 0.25789 0.39841 0.54704 0.70412 0.87005 1.04528 1.23034 1.4258 1.63234 1.8507 2.11115 2.26557 2.77007 3.30811 3.88128 6.68131 7.42162 8.20485 9.03395

v [m/s] 9.28061 11.0156 11.6155 12.2153 12.8152 13.4151 14.0149 14.6148 15.2146 15.8145 16.4144 19.483 20.544 21.6049 22.6659 23.7269 24.7878 25.8488 26.9097 27.77

32

sd [m] 9.91234 18.0175 20.9982 24.1675 27.5367 31.1192 34.9305 38.9882 43.3133 47.9298 52.8661 116.76 141.029 167.8 197.489 230.635 267.961 310.452 359.515 417.239


Caracteristica spaţiului de demarare

450

400

350

300 ] m [ e r a r a m e d 250 e d l u i ţ a p S

200

150

100

50

0 0

5

10

15

Viteza [m/s] 33

20

25

30


1.5.5 Caracteristica de frânare

Calculul şi construcţia Ambreajului

Alegerea tipului constructiv

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor dezavantaje ale motorului,care constau în imposibilitatea pornirii sub sarcină,extstenţa unor zone de funcţionare instabilă şi mersul neuniform al arborelui cotit.Ambreajul realizează cuplarea şi decuplarea transmisiei de motor.Ambreiajul cuprinde elemente solidare cu arborele cotit al motorului şi elemente solidare cu transmisia. Comanda de decuplare şi cuplare a celor două părţi se face prin sistemul de acţionare .Cerinţele pe care trebuie să le îndeplinească acest sistem sunt : -transmiterea momentului motor maxim să se facă fără patinare în condiţii normale de funcţionare . -să se asigure cuplarea lină şi completă . -să asigure alunecări care să evite suprasolicitarea organelor tramsimisiei sau a arborelui motor . -să permită o decuplare rapidă şi totală cu eforturi reduse din partea conducătorului. -căldura care apare în urma patinării suprafeţelor părţii conduse în raport cu cele ale părţii conducătoare să fie cedată cu uşurinţă mediului. În construcţia de autoturisme se întâlnesc mai multe tipuri de ambreiaje care, după modul de transmitere al momentului motor ,se clasifică astfel . -ambreiaje mecanice . -ambreiaje hidrodinamice -ambreiaje electromagnetice Ambreiajele mecanice pot fi cu arcuri elicoidale, dispuse periferic sau cu arc diafragmă.Datorită momentelor relativ mici de transmis,la autoturisme şi a gabaritului redus,ambreiajul mecanic cu arc central tip diafragmă a căpătat o largă răspăndire . Ambreiajele cu arc central tip diafragmă necesită o forţă de cuplare mai mică ,respectiv o acţionare mai uşoară .De asemeni,forţa de apăsare a arcului tip diafragmă se menţine constantă,odată cu uzura garniturilor de frecare ,eliminându-se tendinţa de patinare ,pe măsura uzurii datorită scăderii forţei de apăsare a arcurilor elicoidale .

34


În urma acestui studiu şi având în vedere autoturismul impus ,cât şi soluţiile similare,adopt ambreiaj mecanic monodisc uscat,cu arc central tip diafragmă . Alegerea valorilor principalilor parametri constructivi şi de funcţionare Coeficientul de siguranţă -  Transmiterea integrală a momentului maxim al motorului în orice condiţii este posibilă câ momentul capabil (momentul de calcul ) al ambreiajului Ma este mai mare decât momentul maxim al motorului Mmax .În calculul de predimensionare se introduce un coeficient de siguranţă “beta” care ţine cont de acest lucru . Pentru autoturisme ,în cazul ambreiajului mecanic,se recomandă .  =1,6*1,75. Adopt  =1,3 Ma=   Mmax=1,6  169=271 N*m. Presiunea specifică - ps La ambreiajele mecanice ,legătura de cuplare este determinată de mărimea forţelor de frecare ,ce iau naştere în suprafeţele de frecare ale părţilor conduse şi conducătoare,puse în contact forţat prin intermediul unor forţe normmale de apăsare .Raportul dintre forţa de apăsare a arcurilor de presiune F şi mărimea suprafeţei de frecare a ambreiajului defineşte presiunea specifică a ambreiajului. Ps= F A

;

În funcţie de tipul cuplurilor de frecare ,presiunea specifică se admite între limitele : Ps=1,5 – 2 N/mm2; se adoptă pentru calcul Ps=1,5 N/mm2 Fizic valoarea maximă a presiunii este limitată de tennsiunea admisibilă de strivire a materialului garniturilor. Creşterea de temperatură la cuplare În procesul de cuplare şi decuplare al ambreiajului ,o parte din lucrul mecanic de patinare al ambreiajului,se transformă în căldură ,încălzind piesele metalice ale ambreiajului,din această cauză garniturile de frecare funcţionează la temperaturi ridicate.Ca urmare a căldurii preluate, are loc o scădere a durabilităţii de două,trei ori .Pentru menţinerea calităţilor de funcţionare în domeniul de durabilitate ,se admite o creştere a temperaturii de maxim 10-15C; t 

 L c  np

unde : t  creşterea de temperatură  =coeficient ce exprimă a câta parte din lucrul mecanic de frecare este cheltuit pentru încălzirea piesei verificate ;  =0,5,pentru discul de presiune exterior la ambreiaje monodisc c=căldura specifică a pieselor ce se încălzesc c=500 J/Kg C np=masa pieselor ce se verifică

35


Ambreiajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii şi rezistenţei la uzură dacă creşterea de temperatură se încadrează în limitele t =8-15 C

Dimensionarea suprafeţelor de frecare ale ambreiajelor Pentru a putea transmite momentul motor maxim,ambreiajul are nevoie de o suprafaţă de frecare a cărei mărime se determină cu relaţia : A=   Rc 2- Ri 2  , Unde. R e-raza maximă Ri-raza minimă Raportul dintre Rmin şi Rmax are o valoare cuprinsă între 0,53-0,75 ,se adoptă c=0,53.Cunoscând coficientul c ,presiunea specifică ps ,I=2,I fiind numărul suprafeţelor de frecare ,rezultă raza maximă ; A=   Rc 2-Ri2  Unde: Re-raza maximă; Ri-raza minimă  =2,5…3,adopt  =3;  -coeficient de frecare,se adoptă  =0,3. Raportul între Rmin şi Rmax are o valoare cuprinsă între 0,53-0,75,adopt c=0,65.Cunoscând coeficientul c,presiunea specifică ps,i=2;i,fiind numărul suprafeţelor de frecare rezultând raza maximă: Re=

 * M max  1  c i

=

3 * 169 * 10 3

 1  0,65 2  * 2 * 10

=116mm

Ştiind raza maximă şi coeficientul c vom putea determina raza minimă cu relaţia : Ri=Re c Ri=116  0,6 Ri=69.6mm. R e=116mm Cu aceste valori determinate ,vom putea obţine aria suprafeţei de frecare ţinănd cont derelaţia următoare: A=   Re2  Ri2  =  116 2  69 .6 2  =27041 mm2 Se adoptă următoarele dimensiuni principale conform STAS 7793-67: Re=112.5 mm Ri=75 mm Grosimea g=3,5 mm. În acest caz aria de frecare va fi: A=  (Re2-Ri2)=  (112.52-752)=2314.1mm2 Pentru a carecteriza solicitările ambreiajului şi rezistenţa lui la uzură utilizăm ca parametri de apreciere lucrul mecanic specific Ls,definit ca raportul între lucrul mecanic de patinare L,şi suprafaţa de frecare,A.

36


Ls=

L A

;

pentru autoturisme Ls=100…120daNmm

Lucrul mecanic de patinare se calculează în cazul pornirii din loc a autoturismului cu relaţia: L   m2  0,5  ma   m =

 * n 30



r r 2

i cv2 1 *i 0  * 2000 30

=43848,3*0,5*1620*

0.3 2 3.08 2 * 3.5 2

 4976.2 daNmm

 209,4 rad/s

ma-masa automobilului ma=1620 Kg r r -raza de rulare r r =0,3 mm icv1-raportul de transmitere în treapta I acutiei de viteze i0-raportul de transmitere principal Ls=

L A

=

4976.2 = 27041

1,27daNm/cm2

Calculul părţii conducătoare

Discul de presiune Discurile de presiune sunt dimensionate funcţie de misiunile îndeplinite reprezentând o suprafaţă de contact cu frecare pentru cuplare. Pentru asigurarea contactului prin frecare ,discul de presiune în forma unui cilindru are următoarele dimensiuni: Red=Re+(3…5)mm=112.5+4=116.5mm Red-raza exterioară a discului Rid=Ri-(3…5)mm=75-4=71mm Rid-raza interioară a discului Arcurile de presiune Arcurile sunt elemente ale părţii conductoare care dezvoltă forţa pentru menţinerea stării cuplate a ambreiajului .Forţa necesară de apăsare normală pe suprafaţa de frecare este . F=

Ma   i  Rmed

=

Unde.  -coeficientul de frecare.Pentru calcul adopt  =0,3 Ma=  * M ma x  1,6*169=271 i-numărul suprafeţelor aflate în contact i=2 Re Ri mm R me= Rmed= F=

2 112.5  75 2

271 * 10 3 0,3 * 2 * 73

=93.75mm

=4828.5N

37


Momentele limită ce solicită arcurile şi care limitează rigiditatea lor maximă sunt Mmax=169 Şi Gad    rd 8075  0.4  0.3 Mp= = =120Nm iCV * i 0 3.08.  3.5 Forţa Fa care solicită un arc al izolatorului ,considerând că arcurile participă în mod egal la preluarea Mmax este: Fa=

M max Za  Ra

 N 

Unde: Za-numărul de arcuri ale izolatorului Za=10 Ra-raza de apăsare a arcurilor Ra=60mm Fa=

169 10  0.06

 323 N

Se adoptă pentru arcuri următoarele dimensiuni. D- 17.5 mm-diametrul exterior Dm- 12 mm-diametrul mediu al arcului h-39,7 înălţimea de lucru a arcului d-3.5mm diametrul sârmei în mm

Calculul părţii conduse

Arborele ambreiajului Arborele ambreiajului este solicitat la torsiune şi încovoiere,deoarece solicitarea principală este de torsiune ,pentru dimensionare avem : 1,2    M max di  3 unde.  0,2 at

 100...120N / m2 -efortul unitar admisibil la torsiune,se adoptă  =100 N/mm2 1.2  1.6  169  1000 di 3 =25mm 0.2  100 Din STAS 6858-80 se adoptă caneluri în evolvenţă cu centrare pe flancuri m-1,25 Z-22 di -27 mm de-30 mm L=40 mm b-2,685 Cu aceste dimensiuni adoptate se verifică la solicitarea de forfecare şi la strivire:  sa=  ja=20…30N/mm2 

38


-forfecare  ja= -strivire

 sa=

4  M max Z  L  bd e  d i



8  M max Z  L  d  d 2 e

2 i



=

=

4 * 169 22 * 40 * 2.685 27 8 * 169

22 * 40 30

2

 27

2



 30 

=6 N/mm2

=10.3 N/mm2

.Butucul discului condus De=30.5 mm Di= 27.5 mm Z=22 mm L= 40 mm Butucul se verifică la forfecare şi înconvoiere şi la strivire. 4 * 169 * 10 3 4  M max  fb= = =5.73 N/mm2 Z  b  L De  Di  22 * 40 * 2.685 27 .5  30 .5 8 * 169 * 10 3 8  M max  fb=  fb=  fb=20…30N/mm2 = =10.3 2 2 2 2 Z  L  25  22 .5  22 * 40 * 30.5  27.5  Calculul elementelor elastice suplimentare mf Gad    rd 8075  0,4  0,3    238 Nm Mc= i 0  icv 4 i0 * icv 4 3,5  1 Dacă R -este raza medie de dispunere a arcului atunci: F=

Mc Z  R



238 10 * 0.06

=397

N

Momentul de pretensionare va avea valoarea : M pr =Mmax*

15 100

 169

15 100

 25 Nm

Forţa de pretensionare asupra unui arc va fi: F pr =

Mpr Za  Ra



25 10 * 0.06

=42.2 N

În stare blocată arcul va avea lungimea : Li= n  0.5 *d=(10.-0,5)*3.5=34.2 Lungimea minimă a arcului sub acţiunea momentului maxim va fi: Lmin=Li+js*n Unde: js=jocul dintre spire js=0,009 Lmin=34.2+0,09*10=35.04 Săgeata pe care o are arcul sub acţiunea Mmax va fi: 8 F max  Fp r  Dm3 * n 8 * 323  42 .2 * 12 3 * 10   5.2  n= 4 4 4 G * d

8 * 10 * 4

Săgeata pe care o are arcul sub acţiunea p va fi: 8 Fp  Fp r  Dm 3 * n 8 * 323  42.2  * 16 3 * 10 = =7.15  r = 4 4 4 G * d

8 * 10 * 4

39


Fp=

Mp Za * Ra



120 10. * 0.06

=362,2 N

Lungimea ferestrei Lf din butuc va fi: Lf =Lmin+  n ,Lf =35.04+5.23 Lf =40.27 ,se adoptă Lf=40 Diametrul limitatorului se recomandă d=10…12 mm se adoptă d=10 mm.Valoarea tăieturii din butuc va fi:  =d+  n+  r =7.15+5.23+10=22 mm Verificarea arcului la torsiune  

8 * K * Dm * F a

 * d 3



unde, K-coeficient de corecţie, K=1,4  at  800 ... 1000 N/mm2 322 N/mm2

40




Studiul soluţiilor similare

Land

Mitshubischi Toyota

Honda

Daewo

Ford

Rover

Pajero

L  450

CR-V

Musso

Expedition

Freelander Caroserie

4 4

4 4

4 4

4 4

4 4

4 4

Nr uşi

5

5

5

5

5

5

Nr. locuri

5

5

5

5

5

5

41


Opel

Toyota

Nissan

Citroen

Mitsubishi

Subaru

Frontera

L-450

Terrano

Visa

Pajero

Forester

Limited

II

3.2DI-D

Caroserie

4 4

4 4

4 4

4 4

4 4

4 4

Nr uşi

5

5

2

5

3

5

Nr. locuri

5

5

5

5

5

5

Cilindree

3465cmc

2874cmc

2690cmc

2400cmc 3497cmc

1994cmc

Alezaj  cursă

80  89

79  83

77  79,5

75  77

89  89

90  90

Lungime

4658 mm

5642 mm 4700 mm

4300mm

4780 mm

4460 mm

Lăţime

1787 mm

1850 mm 1820 mm

1720mm

1780 mm

1735mm

Înălţime

1740 mm

1740 mm 1700 mm

1720mm

1910 mm

1595 mm

Ampatament

2855 mm

2630 mm 2750 mm

2430mm

2722 mm

2425 mm

Ecatament

1634/

1500/

1340/

1430/

1530/

1645 mm

1540 mm 1540 mm

1350mm

1445 mm

1580 mm

205CP/

129CP/

120/

194/

125CP/

5400 rpm

4000 rpm 4800 rpm

6800rpm 5000 rpm

5600 rpm

290Nm/

427Nm/

131Nm/

313Nm/

184Nm/

3000 rpm

4000 rpm 3200 rpm

4500

3000 rpm

3600 rpm

Putere max.. Cuplu max .

1530/ 128CP/ 220Nm/

rpm Masa proprie

1872kg

2065kg

2100kg

2205kg

2500kg

1365kg

Pneuri

245/

265/

265/

190/

265/

205/70

70R16

70R16S

70R18S

55HR34

65R18H

R15H

187Km/h

175Km/h 180Km/h

180Km/

180Km/h

180Km/h

Viteza max.

h

42


Nissan

Savamag UMM

Land

Mitsubishi Toyota

King

TC-10

Rover

Pajero

Cab

Diesel

F+S

F+S

Nr uşi

2

Nr. locuri

Alter

Land

Defender 3.2DI-D

Cruiser100

F+S

F+S

F+S

F+S

2

2

2

2

2

5

2

2

2

2

2

C.V.

5 trepte

5 trepte

5 trepte 5 trepte

5 trepte

5 trepte

Masa totală

2700 kg

3000 kg

2720kg

Lungime

4580 mm 4450 mm 3995

Punte motoare

2949 4631 mm 4280 mm

4890 mm

1790 mm 1856 mm

1941mm

2020 mm 1840 mm

1880 mm

2796 mm 2662 mm

3025 mm

1486/

1530/

mm Lăţime

1690 mm 1720 mm 1690 mm

Înălţime

1705 mm 2105 mm 1995 mm

Ampatament 2955 mm 2770 mm 2560 mm Ecatament

1450/

1400/

1330/

1380 mm 1400 mm 1340

1520/

1486 mm 1525 mm

1600 mm

mm Putere max..

Cuplu max .

Greutatea

75CP/

69CP/

76CP/

107/

121/

150CP/

4300

4000

4500

3800

3800 rpm

3400 rpm

rpm

rpm

rpm

rpm

163Nm/

145Nm/

151Nm/ 260Nm/

373Nm/

430Nm/

2200

2000

2000

1800

2000 rpm

2800 rpm

rpm

rpm

rpm

rpm

1100kg

1140kg

1110kg

1225kg

2000kg

2495kg

7,50R16

235/

275/70

80R15

R16

utilă Pneuri

7,50/R16 205R16 205/R16

Viteza max.

125Km/h 122Km/h 130 Km/h 43

135Km/h 165Km/h

165Km/h

Dinamica Autovehiculelor - proiect

Recommend Documents