Proiect Automobile
Date proiect
Sa se efectueze proiectarea generala-functionala, privind dinamica tractiunii si ambreiajul pentru un automobil avand urmatoarele caracteristici: - tip autovehicul: autoturism - caroserie: hatchback -numar de locuri:5 - viteza maxima: 215 km/h -panta maxima:35% -alte particularitarti:MAC, 4x2
Memoriu tehnic justificativ: I. Partea I 1. Prezentarea temei de proiectare. 2. Capitolul 1 Analiza modelelor similare de autovehicule.Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta corespunzător temei de proiectat. 1.1 Alegerea modelelor similare de autovehicule. 1.2Analiza particularităţilor constructive ale modelelor similare. 1.3Analiza principalelor parametrii dimensionali exteriori. 1.4Analiza parametrilor masici : masă proprie, masă utilă, masă maximă. 1.5Analiza parametrilor energetici:putere maximă, cuplul maxim, consum de combustibil, putere specifică. 1.6Stabilirea tipului de automobil ce se va proiecta. 3. Capitolul 2 Studiul organizării generale şi a formei caracteristice pentru autovehiculul impus prin temă. 2.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali şi masici ai automobilului precum şi a subansamblurilor acestuia. 2.1.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exteriori. 2.1.2 Predeterminarea parametrilor masici. 2.1.3 Predeterminarea parametrilor dimensionali şi masici ai subansamlurilor ce compun automobilul impus prin temă. 2.2 Predeterminarea formei şi a spaţiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere. 1
Proiect Automobile
2.3 Întocmirea schiţei de organizare generală a automobilului de proiectat. 2.4 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului şi a parametrilor de stabilitate longitudinală şi transversală. 2.4.1 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului atât la sarcină nulă cât şi la sarcină utilă maximă constructivă şi a încărcarilor la punţi. 2.4.2 Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere şi stabilitatea longitudinală a automobilului în strânsă legătură cu panta maximă impusă prin temă. 2.5 Alegerea anvelopelor şi a jantelor. 4. Capitolul 3 Calculul de tracţiune al autovehicului de proiectat. 3.1 Determinarea parametrilor necesari calcului de tracţiune. 3.1.1 Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor. 3.1.2 Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a automobiului. 3.1.3 Determinarea coeficientului de rezistenţă a aerului. 3.1.4 Determinarea randamentului transmisiei. 3.2 Determinarea rezistenîelor la înaintare şi a puterilor corespunzătoare în funcţie de viteza automobilului. 5. Capitolul 4 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului. Alegerea motorului autovehicului impus prin temă. 4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiţia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovrhiculului în palier. 4.2 Alegerea motorului şi prezentarea caracteristicii sale la sarcină totală. 6. Capitolul 5. Determinarea raportului de transmitere ala transmisiei principale şi al primei trepte a schimbătorului de viteze. 5.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale. 5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze (is1). 5.2.1 Determinarea lui is1 din condiţia de pantă maximă impusă prin temă. 5.2.2 Determinarea lui is1 din condiţia de viteză minimă stabilă. 5.2.3 Determinarea lui is1 după criteriul lucrului mechanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc.
2
Proiect Automobile
II.
Partea a II-a
1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şi alegerea variantei ce se va proiecta. 1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelor mecanice. 2. Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului. 3. Calculul şi proiectarea principalelor componente ale ambreiajului (arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare şi ghidare). 3.1 Calculul arcului central de tip diafragmă 3.2 Calculul discului de presiune 3.3 Calculul discului condus 3.4 Calculul arborelui ambreiajului 3.5 Calculul elementelor de fixare şi ghidare 4. Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului. Bibliografie [1] Andreescu,Cr - Curs DINAMICA AUTOVEHICULELOR.Notite de curs,UPB 2012-2013 [2] Oprean,M-TRANSMISII.Notite de curs,UPB 2012-2013 [3] Stoicescu,A - PROIECTAREA PERFORMANŢELOR DE TRACŢIUNE ŞI DE CONSUM ALE AUTOMOBILELOR, Editura Tehnica,Buc, 2007 [4]Rumsiski,L.Z.-PRELUCRAREA MATEMATICA A DATELOR EXPERIMENTALE.Indrumar,Ed Tehnica,Buc [5] * * * www.carfolio.com [6] * * * www.getcarspecs.com [5] * * * www.carfolio.com [5] * * * www.carfolio.com [5] * * * www.carfolio.com [5] * * * www.carfolio.com [5] * * * www.carfolio.com [7] Mateescu,V-COMPUNEREA,ORGANIZAREA SI PROPULSIA AUTOMOBILELOR,Litografia U.P.B,1997 [8] Tabacu,St-DINAMICA AUTOVEHICULELOR-„INDRUMAR DE PROIECTARE” ,Ed Universitatii din Pitesti,2004
3
Proiect Automobile
1. Analiza modelelor similare de autovehicule si stabilirea tipului de autovehicul ce urmeaza a fi proiectat
1.1
Alegerea modelelor similare
Pentru alegerea modelelor similare se iau in calcul mai multi parametri constructivi si functionali. Acestea trebuie sa fie cat mai apropiate de automobilul dat prin tema. In primul rand, modelele au caroserie hatchback de 5 locuri. Motorizarea lor presupune un MAC si o tractiune fata 4x2. Un alt parametru, foarte important si selectiv, este viteza maxima in jur de 215 km/h. Pe langa aceste particularitati impuse prin tema am atasat modelelor si date tehnice prezentate de catre producatori. Pentru alegerea modelului de automobil de proiectat, caracteristicile principale ale modelelor se vor centraliza în tabele şi se vor alcătui histograme cu datele din tabele. Automobilul ce se va proiecta va avea dimensiunile de gabarit egale cu media modelelor alese pentru analiză.Pentru aceasta se va face media pentru fiecare din aceste dimensiuni şi se determină astfel dimensiunile automobilului din tema de proiect. Cu ceilalţi parametrii necesari proiectării se vor proceda la fel. Respectand acesti parametrii se aleg 10 autoturisme cu tipul caroserie hatchback si numarul de locuri 5 dintr-o gama diversificata de constructori, cu diferite tipuri de motorizari.
4
Proiect Automobile
M1:
2010 Alfa Romeo Giulietta 2.0 JTDM - numarul de locuri: 5 - viteza maxima 218 km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2. M2:
2011 Fiat Bravo 2.0 16v MultiJet numarul de locuri: 5 - viteza maxima 215 km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2. 5
Proiect Automobile
- M3:
2011 Ford Focus 2.0 TDCi - numarul de locuri: 5 - viteza maxima 218 km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2. M4:
2009 Opel Astra 2.0 CDTI - numarul de locuri: 5 - viteza maxima 215 km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2.
6
Proiect Automobile
M5:
2008 Audi A3 Sportback 2.0 TDI - numar de locuri: 5 - viteza maxima: 224km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2. M6:
2008 Seat Leon Linea R 2.0 TDI - numar de locuri: 5 - viteza maxima: 214 km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2. 7
Proiect Automobile
- M7:
2009 Renault Megane 2.0 DCI 160 - numar de locuri: 5 - viteza maxima: 215km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2. M8:
2008 Lancia Delta 2.0 MultiJet - numar de locuri: 5 - viteza maxima: 214km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2. 8
Proiect Automobile
- M9:
2010 Citroen DS4 2.0 HDi 160 DPF - numar de locuri: 5 - viteza maxima: 212km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2. M10:
2011 Volkswagen Golf 6 GTD - numar de locuri: 5 - viteza maxima: 222km/h - motor amplasat in fata transversal - punte motoare fata - MAC, 4x2. 9
Proiect Automobile
Tabelul 1.1 Modele similare Nr.
Marca
Model
crt
Nr. locuri
Vmax
Caroserie
Formula rotilor
[Km/h]
M1
Alfa Romeo
Giulietta
5
218
Hatchback
4X2
M2
Fiat
Bravo
5
215
Hatchback
4X2
M3
Ford
Focus
5
218
Hatchback
4X2
M4
Opel
Astra
5
215
Hatchback
4X2
M5
Audi
A3
5
224
Hatchback
4X2
M6
Seat
Leon Linea R
5
214
Hatchback
4X2
M7
Renault
Megane
5
215
Hatchback
4X2
M8
Lancia
Delta
5
214
Hatchback
4X2
M9
Citroen
DS4
5
212
Hatchback
4X2
M10
Volkswagen
Golf 6 GTD
5
222
Hatchback
4X2
Dupa analiza acestor scurte fise tehnice ale modelelor similare observam ca toate modelele similare au aceeasi caroserie: hatchback, acelasi numar de locuri: 5, aceeasi formula a rotilor motoare: 4x2. Toate autoturismele au o singura punte motoare si anume cea fata. Viteza maxima data prin tema este de 215 km/h. Observam ca viteza maxima a modelelor alese variaza in jurul valorii date prin tema. Modelul care are viteza cea mai mica este modelul M9 a carui viteza maxima este de 212km/h, iar modelul cu viteza cea mai mare este modelul M5 cu viteza maxima de 224km/h. Deducem de aici o valoare medie a vitezei maxime a modelelor similare de 218km/h, foarte aproape de viteza maxima data prin tema. Totodata putem observa ca modelele alese sunt foarte apropiate fata de modelul ale carui date sunt evidentiate prin tema. Toate modele sunt MAC, vitezele 10
Proiect Automobile
maxime alterneaza restrans in jurul valorii de 215 km/h, au acelasi tip de caroserie, acelasi numar de locuri si aceeasi formula a rotilor. Se observa ca viteza cea mai mare o are Audi A3 de 224 km/h urmat de Volkswagen Golf 6 GTD cu viteza maxima de 222 km/h, celelalte modele avand viteze maxime mai mici. Cea mai mica o are Citroen DS4 de 212 km/h. 1.2 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similar alese. In continuare se va prezenta analiza particularitatilor constructive ale celor 10 autoturisme alese : capacitate cilindrica, numarul cilindrilor si dispunerea lor, amplasarea motorului,tipul transmisiei, sistemul de racire, franele fata si spate, suspensiile fata si spate, numarul de locuri si dimensiunea pneurilor. Tab 1.2 Particularitati constructive
Arcuri elicoidale, amortizor pe gaz/ Independe nta cu brate multiple
5
Discuri Cu lichid, fata/ spate cu McPherso (discuri circulatie n/ ventilate pe fortata, sub independe fata). Frane presiune, nte asistate cu multibrat electric cu termostat ABS, EBD
5
11
205/55 R 16 91V
Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat
Pneuri
215/50 R 17
Discuri ventilate fata/spate. Frane asistate electric cu ABS
Manuala 6 trepte
2.0 16v MultiJet 1956
M2
Sistem de racire
Suspensie Nr. Frane fata fata/ Loc / spate spate uri
Manualala 6 trepte
2.0 JTDM 1956
M1
Ampl Tip [cm 3 ] asare trans motor misie
Vh
Transversal fata
crt
Tip motor
Transversal fata
Nr.
12
Sistem franare dublucircuit in diagonala
Sistem de suspensie pneumatic a adaptiva
5
Discuri ventilate
Independe nta cu brate duble/siste m de suspensie cu punte rigida
5
Discuri ventilate. ABS,EBD
Independe nta/ punte rigida
5
Dicuri ventilate fata
McPherso n/ multibrat
5
235/55 R17
215/50 R 17
5
205/55 R 16
Manuala 6 trepte Manuala 6 trepte Manuala 6 trepte
2.0 DCI 160
Discuri ventilate fata+ spate
Independe nta,pneum atica, cu inaltime variabila la deplasare
225/40 R 18
Transversal fata
2.0 TDI
Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat
225/45 R 17
Transversal fata Transversal fata
Manuala 6 trepte
1997 1956
Transversal fata
M7
Transversal fata
M6
2.0 TDI 1968
M5
2.0 CDTI
1968
M4
2.0 TDCi
1995
M3
Manuala 6 trepte
Proiect Automobile
Discuri ventilate. ABS,EBD
Mp ago on shock struts/mult i-steering wheel axle
5
Independe nta/ punte rigida
5
Observam ca autoturismele nu variaza foarte mult incepand cu capacitatea cilindrica incepand de la 1956 de cm3 pana la 1997 cm3, tipul transmisiei fiecare avand cutie de viteze manuala in 6 trepte. Aproape toate au discuri de frana ventilate, suspensia fiind in mare parte de tip McPherson pe fata si punte rigida pe spate.Dimensiunile pneurilor sunt variabile. Avand in vedere amplasarea motorului acesta se gaseste la toate modelele similar alese in partea din fata, transversal. Racirea se face cu lichid la toate modelele alese dat fiind faptul ca acest tip de racire este cel mai efficient. 1.3
Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori
Caracteristicile dimensionale exterioare privind dimensiunile de gabarit si dimensiunile de organizare sunt prezentate in tabelul 1.3. Tabelul 1.3 Parametrii dimensionali 13
195/55 R 16 91V
Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat
Discuri ventilate fata
5
225/45 R 18
Manuala 6 trepte
Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat
Discuri ventilate fata
McPherso n/ multibrat si bara antiruliu de 22 mm
225/45 R17 V
Manuala 6 trepte
Cu lichid, cu circulatie fortata, sub presiune, cu termostat
Manuala 6 trepte
1968
M10 2.0 GTD TDI
Transversal fata
2.0 Hdi 160 1997
M9
Transversal fata
2.0 Multijet 1956
M8
Transversal fata
Proiect Automobile
Proiect Automobile
Nr. crt
Marca/Modelul
Dimensiuni de gabarit [mm] La
Alfa Romeo Giulietta M2 Fiat Bravo M3 Ford Focus M4 Opel Astra M5 Audi A3 Sportback M6 Seat Leon Linea R M7 Renault Megane M8 Lancia Delta M9 Citroen DS4 M10 Volkswagen Golf 6 M1
la
Ha
Dimensiuni de organizare [mm] L
E1
E2
C1
C2
4351
1798 1465 2634
1554
1554
955
762
4336 4358 4419
1792 1498 2600 1823 1484 2648 1814 1510 2685
1538 1544 1544
1532 1534 1558
974 974
762 760
4292
1765 1423 2578
1534
1507
881
833
4315
1768 1455 2578
1535
1511
941
796
4295 4520 4275
1808 1471 2640 1797 1499 2700 1810 1526 2612
1546 1538 1531
1547 1531 1525
862 924
792 739
4199
1779 1480 2575
1541
1514
880
746
Se observa din tabelul 1.3 ca principalele dimensiuni lungimea, latime, inaltimea si ampatamentul variaza foarte putin de la un model la altul. Media de lungime este de aproximativ 4335mm, cel mai lung model fiind M8 cu 4520mm, iar cel mai scurt M9 cu 4275mm. Latimea maxima, 1823mm, apartine modelului M3, aceasta neavand o valoare cu mult mai mare decat media celorlalte, situata in jurul valorii de 1795mm. Valoarea cea mai mica apartine modelului M3 fiind 1765mm. Si in cazul inaltimii, diferentele de valoare sunt relativ mai mici fata de diferentele de valoare a lungimilor, maximul 1526mm (M9) si minimul de 1423mm (M5).Ca elemente de organizare, datele oferite de producator sunt numai referitoare la ampatament, ecartament fata si spate, consolele fata si spate nefiind specificate. In cazul modelelor alese, acestea sunt distribuite relativ similar, proportional cu marimea ampatamentului si a lungimii totale. Ampatamentul maxim apartine modelului M8, avand valoarea de 2700mm, media fiind de aproximativ 2625mm, iar minimul este inregistrat de M10 cu 2575mm. Observam insa ca doua dintre modele au 14
Hs 112 122 108 117 121 98 120 123 116 89
Proiect Automobile
chiar acelasi ampatament si nu este doar o coincidenta ci chiar este folosit acelasi sasiu. Aceasta similitudine apare in cazul modelelor Audi (M5) si Seat(M6), deoarece cei de la Seat au folosit acelasi sasiu dar si acelasi motor, marca Seat avand majoritatea componentelor fabricate de vw-audi. Media ecartamentului este de circa 1540mm. Se observa faptul ca, in cazul modelelor M4 si M7, ecartamentul spate este mai mare decat cel din fata, in cazul celorlalte modele ecartamentul fata este mai mare decat ecartamentul spate, doar modelul M1 are ecartamentul fata egal cu ecartamentul spate. Observam de asemenea ca modelul M3 si M4 au acelasi ecartament fata. 1.4.
ANALIZA PARAMETRILOR MASICI
Pentru a putea compara cele 10 modele din perspectiva masei, se va calcula valoarea masei proprii raportata la ampatament. Pentru a pune mai bine in evidenta valorile acestor parametrii: masa proprie, sarcina utila, masa totala si masa proprie liniara se vor centraliza in tabelul 1.4. Tabelul 1.4 Parametrii masici
Model M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 M9 M10
[kg] 1395 1435 1421 1518 1375 1331 1384 1430 1395 1329
[kg] [kg] [kg/mm] 425 1820 0.53 415 1850 0.55 525 1946 0.54 435 1953 0.57 560 1935 0.53 495 1890 0.52 500 1884 0.52 520 1950 0.53 610 1887 0.53 492 1821 0.52 m 0 -masa proprie
m an -masa maxim admisa m un -masa utila nominala ;
m un = m an - m 0 ;
(1)
– masa proprie raportata la ampatament
15
Proiect Automobile
Ca si parametri dimensionali, parametri masici difera de la producator la producator, insa au valori asemanatoare.Astfel masa proprie cea mai mare o are modelul M4 (Opel Astra) de 1518 kg. Cea mai mica masa proprie ii revine modelului M6 (Seat Leon) avand un foarte mare avantaj din acest punct de vedere. Sarcina utila difera in functie de model avand valori cuprinse intre 415 kg si 610kg, la fel si masa maxima admisa. Observam insa ca masa proprie liniara cea mai mare o detine tot Opelul iar valorile cele mai mici le au modele M6 si M7 (Seat Leon respectiv Renault Megane).
1.5.
ANALIZA PARAMETRILOR ENERGETICI
Prin tema de proiectare, autoturismul trebuie sa fie echipat cu un M.A.C. Din acest motiv, modelele similare au fost alese in consecinta. Pentru a putea evidentia mai bine parametrii motoarelor, caracteristicile energetice se vor analiza ţinând seama de puterea maximă, cuplul maxim şi puterea specifica a modelelor similare care sunt date în tabelul 1.5
Puterea [Nm@rp specifica m] (KW/kg)
125.3 kW la 4000 rpm
350 Nm la 1750 rpm
0.069
121.2 kW la 4000 rpm
360 Nm la 1750 rpm
0.066
16
16
16
Consum [l]
[kw@rpm Cuplu ] maxim
Directa turbo
Putere maxima
2.0 16v MultiJet
Directa turbo
16.5:1
i
4 linie
1956
2.0 JTDM
1956
M2
Injectie
[cm 3 ]
crt M1
Vh
16.5:1
Tip motor
4 linie
Nr.
Supape
Tabelul 1.5 Parametrii energetici Emisii
[g/Km]
4.7
124
5.3
139
Proiect Automobile
M8
2.0 Multijet
Directa turbo
Directa turbo
125.3 kW la 4200 rpm
350 Nm la 17502500 rpm
125.3 kW la 4200 rpm
350 Nm la 18002500 rpm
117.8 kW la 3750 rpm
380 Nm la 2000 rpm
0.063
121.2 kW la 4000 rpm
360 Nm la 1750 rpm
0.062
16:1
0.06
16.5:1 16.5:1 18.5:1 16
4 linie
1995
2.0 DCI 160
380 Nm la 1750 rpm
16 4 linie
Directa turbo
1956
M7
117.8 kW la 4000 rpm
16
16 4 linie
2.0 TDI
0.062
15.1:1
Directa turbo
1968
M6
340 Nm la 20003250 rpm
16
4 linie
2.0 TDI 1968
M5
Directa turbo
120.1 kW la 3750 rpm
16.5:1
2.0 CDTI 1956
M4
16 4 linie
Directa turbo
4 linie
2.0 TDCi 1997
M3
17
5.0
129
4.9
129
5.2
139
6.0
159
5.9
155
5.3
139
0.065
0.066
4 linie
16
Directa turbo
-
16 18.5:1
2.0 GTD TDI
Directa turbo
4 linie
M10
2.0 Hdi 160
1968
M9
1997
Proiect Automobile
120.1 kW la 3750 rpm
340 Nm la 2000 rpm
125.3 kW la 4200 rpm
350 Nm la 17502500 rpm
0.064
5.1
134
0.069
5.3
139
Puterea specifică este un parametru ce ne poate ajuta la definitivarea unor idei despre caracteristicile dinamice ale automobilului si poate fi calculată cu formula:
(1.1)
Valoarea maxima se gaseste la doua autoturisme si anume modelele M1 si M2 (Alfa Romeo Giullietta si Volkswagen Golf 6 (0.069kw/kg) in timp ce valoarea minima se gaseste la autoturismul Opel Astra (0.06kw/kg) Se observa faptul ca majoritatea motoarelor sunt de tip mac acestea fiind in continuare de preferat datorita consumului mai redus si al cuplului motor oferit. Observam faptul ca in general, s-au folosit motoare de 2L. De asemenea varianta DOHC cu 16 supape a fost preferata in majoritatea cazurilor. Puterile maxime ale acestor motoare au o medie de aproximativ 123 kW la 3750-4000 rot/min si un cuplu maxim in medie de circa 350 Nm la turatii intre 1750-3250 rot/min. Se observa ca motoarele au un cuplu maxim la turatii mici, astea deoarece motoarele sunt de tip MAC, iar la aceste tipuri de motoare cu aprindere prin comprimare cuplul este mai mare decat la cele cu aprindere prin scanteie, dar si obtinerea cuplului maxim la turatii mai mici decat la MAS.De remarcat este faptul ca la modelele M5, M6 si M10 puterea maxima si cuplul maxim sunt aceleasi. Aceasta datorita faptului ca aceste 3 modele au acelasi tip de motor de la Volkswagen-Audi: 2.0 TDI. Totodata ele au si puterea motorului cea mai mare iar puterea cea mai mica o are Opelul (117.8kW). La fel ca modelele de mai sus si modelele M2(Fiat) si M8(Lancia) au parametrii energetici aceaiasi datorita faptului ca folosesc acelasi tip de motor. Putem observa ca modelul M6 (Seat Leon) consuma cel mai mult si emisiile de CO2 sunt cele mai mari, de aici 18
Proiect Automobile
rezultand ca emisiile sunt direct proportionale cu consumul. Acest model are un consum mediu de 6l/100km si emisii de CO2 de 159 g/km. Cel mai bun din punctul de vedere al acestor parametrii energetici este modelul 1 (Alfa Romeo Giullietta) cu cel mai mic consum, cea mai mare putere specifica si cele mai mici emisii de CO2 (0.069 kW/kg ; 4.7l/100km ; 124 g/km) Modelul cu cea mai mica putere specifica este modelul 4 Opel Astra (0.06 kW/kg). 1.6. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta Pe baza analizelor făcute pe modelele de automobil similare se poate stabili tipul de autovehicul cu caracteristicile sale ce va urma să fie proiectat. Pentru acesta se alege un model preferenţial ale cărui caracteristici vor predomina în proiectarea automobilului impus prin temă. Se va proiecta un autoturism cu o carosorie tip hatchback, cu cinci locuri ce va fi echipat cu un motor tip MAC de aproximativ 2000 si o tractiune pe puntea fata. Viteza maxima va fi in jurul valorii de 215 Km/h iar panta maxima va fi de 35%. Masa totala a autoturismului va fi de pana la 1750 Kg si va fi echipat cu pneuri radiale, similar cu Volskwagen Golf si Seat Leon. Forma autoturismului ce se va proiecta trebuie sa tina cont de mai multe aspecte. In primul rand de tema, ce impune o caroserie hatchback. In al doilea rand se tine cont de modelele similare alese. In al treilea rand, dar nu in ultimul rand, trebuie sa se tina cont si de motorul ce va echipa autovehiculul, care va fi in legatura directa cu performantele acestuia. De aceea, designul trebuie sa fie unul sportiv dar nu deosebit de agrsiv, deoarece tema impune o viteza maxima de doar 215 km/h iar caroseria este hatchback.
19
Proiect Automobile
Cap. 2. Studiul organizării generale şi a formei constructive pentru autoturismul impus prin temă Forma autoturismului ce se va proiecta trebuie sa tina cont de mai multe aspecte. In primul rand de tema, ce impune o caroserie hatchback. In al doilea rand se tine cont de modelele similare alese, implicit de dimensiunile alese in capitolul anterior pe baza histogramelor. In al treilea rand, dar nu in ultimul rand, trebuie sa se tina cont si de motorul ce va echipa autovehiculul, care va fi in legatura directa cu performantele acestuia. De aceea, designul trebuie sa fie unul sportiv dar nu deosebit de agresiv, deoarece tema impune o viteza maxima de doar 215 km/h iar caroseria este hatchback. 2.1.Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai autoturismului precum si ai subansamblurilor acestuia Determinarea parametrilor dimensionali si masici ai autovehiculului se va face prin metoda intervalului de incredere,[3] Etapele metodei intervalului de incredere: a) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametrul xj: (2.1) , in care xj este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j, iar Nms este numarul de modele similare la care se cunoaste valoarea parametrului x. b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv:
(2.2) c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv:
(2.3) 20
Proiect Automobile
d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii , k=Nms-1
(2.4) (2.5)
t(0.95;9)=2.262 ,[4,tab IV] Alegerea valorii parametrului din interval,xϵIx.
(2.6)
2.1.1.Predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori
Tab 2.1 Valoarea principalilor parametri dimensionali exteriori
Parametru
Ampatamen t
Latimea totala
Valori xj [mm] 2634 2600 2648 2685 2578 2578 2640 2700 2612 2575 1798 1792 1823 1814 1765 1768 1808
Abatere Coeficientu Intervalu Valoar a medie l de variatie l de e medie patratica a valorilor incredere [mm] Sx[mm] Cvx Ix
xales [mm ]
2625
44
1.68
25932656
2630
1795.4
20
1.11
17811810
1800
21
Proiect Automobile
Inaltimea totala
Lungimea totala
Consola fata
Ecartament fata
1797 1810 1779 1465 1498 1484 1510 1423 1455 1471 1499 1526 1480 4351 4336 4358 4419 4292 4315 4295 4520 4275 4199 955 974 974 881 941 862 924 880 1554 1538 1544 1544 1534 1535 1546 1538 1531 1541
1481.1
30
2.03
14601503
1480
4336
87
2
42744398
4340
924
45
6.09
892-956
920
1540.5
7
0.45
15361546
1540
22
Proiect Automobile
Ecartament spate
Garda la sol
Consola spate
1554 1532 1534 1558 1507 1511 1547 1531 1525 1514 112 122 108 117 121 98 120 123 116 89 762 762 760 833 796 792 739 746
1531.3
18
1.76
15181544
1530
112.6
11.3
10.04
105-121
113
774
31
5
752-796
770
S-a folosit metoda intervalului de incredere si s-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta: Ampatamentul: 2630mm Latimea: 1800mm Inaltimea: 1480mm Lungimea totala: 4340mm Consola fata: 920mm
23
Proiect Automobile
Consola spate: 770mm Ecartament fata: 1540mm Ecartament spate: 1530mm Garda la sol: 113mm Se alege o lungime totala a autovehiculului ce va fi proiectat aproape de limita superioara pentru a avea un spatiu util mult mai mare. Latimea totala va fi de 1800 de mm pentru a avea o stabilitatea mai buna.Inaltimea totala este de 1480 mm oarecum aleasa la mijlocul intervalul pentru a putea avea o garda la sol cat de cat mai mare si pentru o stabilitate buna.Consola fata este de 920 mm si consola spate 770 mm pentru a putea avea loc pentru amplasarea motorului. Ecartamentul spate este de1530mm iar ecartamentul fata este de 1540mm mai mare deoarece este specific sasiului caroseriei hatchback. Garda la sol este de 113 mm ideala pentru oras cat si pentru teren accidentat. 2.1.2.Predeterminarea principalilor parametri masici Tab 2.2 Valoarea principalilor parametri masici
Parametru
Masa proprie liniara
Valori Valoare xj medie [kg] [kg] 0.53 0.55 0.54 0.57 0.53 0.52 0.52 0.53 0.53 0.52
0.53
Abaterea Coeficientul Intervalul medie de variatie a de incredere patratica valorilor Ix Sx[kg] Cvx
0.016
3.02
0.52-0.54
xales [kg/m m]
0.53
S-a folosit metoda intervalului de incredere si s-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta:
24
Proiect Automobile
Masa proprie liniara: 0.53 kg/mm Atunci:m0=m0l*L=0.53*2630=1394kg
(2.7)
Se alege:mbag=5bagaje*8kg=40kg
(2.8)
msofer=75kg=mpasager
(2.9)
Rezulta pentru automobilul ce se va proiecta o masa utila: mu=75+(75+5)*N+mbag=75+(75+5)*5+40=515kg
(2.10)
deci masa totala va fi: ma=m0+mu=1394+515=1909kg
(2.11)
2.1.3.Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici ai principalelor subansambluri ce compun autovehiculul impus prin tema In tabelul de mai jos, sunt prezentati principalii parametrii masici ai principalelor subansambluri ce compun autovehiculul ce se va proiecta:
Nr. crt
rec
Denumire subansamblu
ales
mj m0
100
mj.calc
mj.ales
1
Motor – transmisie
16.9
16.5
235.6
230
2
Rezervor de combustibil plin
3.1
3.2
43.2
45
3
Sistem de evacuare
2
1.8
27.9
25
25
Forma geometrica
Proiect Automobile
4
Punte faţă
7.2
7.17
100.4
100
5
Punte spate
5.2
5.02
72.5
70
6
Sistem de direcţie
1.9
1.8
26.5
25
7
Instalaţia electrică şi bateria de acumulator
1.9
1.8
26.5
25
8
Roţile
5.5
5.3
76.7
74
9
Caroserie, uşi şi geamuri
53
51.3
738.8
715
10
Scaun conducător auto şi scaun pasager
-
2.15
-
30
11
Banchetă spate şi spătar
-
1.8
-
25
26
Proiect Automobile
12
13
Roată rezervă şi echipament auxiliar
Radiator
-
1.08
-
15
-
1.08
-
15
TOTA L
100
-
1394
-
2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere 2.2.1.PRINCIPALELE DIMENSIUNI INTERIOARE ALE AUTOMOBILELOR
Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale: 1) Organizarea si dimensiunile postului de conducere 2) Amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasagaeri si dimensiunile acestora 3) Dimesiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc) 4) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului Organizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.
2.2.2. MANECHINUL CONDUCERE
BIDIMENSIONAL
SI
POSTUL
DE
Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plastic acrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin; consta din tors si segmentele picioarelor asamblate cu articulatii prevazute cu scari pentru masurarea unghiurilor. 27
Proiect Automobile
Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului ls pentru gamba si lt pentru coapsa deoarece s-au constatat ca dimensiunile torsului variaza nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificatia acestui procentaj este urmatoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 inseamna ca dintr-un numar de adulti, 90% dintre ei au lungimile segmentelor l s si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 50, 50% din numarul de adulti au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 10, 10% din numarul de adulti au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin. Numarul de adulti s-a stabilit dupa criterii statistice.Dimensiunile segmentelor l s si lt sunt prezentate in tab 2.3 : Tab 2.3 Tipodimensiunea manechinului Tipodimensiunea manechinului [%] ls [mm] lt [mm]
10
50
90
390 408
417 432
444 456
Pozitia manechinului pe scaunul soferului este definita de dimensiunile a si b (pozitia articulatiei H a soldului fata de partea verticala a panoului despartitor de compartimentul motorului, respectiv fata de podea), de unghiul α dintre axa torsului rezemat pe scaun si verticala, de unghiurile β, γ si δ care reprezinta unghiurile principalelor articulatii (sold, genunchi si respectiv glezna) ale manechinului bidimensional. Manechinul in aceasta pozitie este prezentat in figura urmatoare:
28
Proiect Automobile
Fig.2.1 manechin bidimensional la postul de conducere
Recomandari pentru scaunul soferului si a pasagerului din fata: Partea incliunata a podelei nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm; Inaltimea articulatiei H deasupra podelei nu trebuie sa fie mai mica de 100mm; 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 Verificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si jos cu manechinul 90, apoi se verifica pozitia medie cu manechinul 50 si pozitia maxim fata si sus cu manechinul 10 Valorile medii recomandate unghiurilor α, β, γ, δ sunt prezentate in tabelul urmator:
29
Proiect Automobile
Tab 2.4 Valorile medii recomandate ale unghiurilor Unghiul [⁰]
Dimensiunile limita [mm] Dimensiunile alese [mm]
α
20-30
20
Β
60-110
90
Γ 80-170 140 Δ 75-130 110 P Pozitionarea punctului superior F al manechinului bidimensional fata de acoperis trebuie sa respecte dimensiunile din figura Fig. 2.2 Pozitia manechinului fata de pozitia acoperisului
Distanta dintre punctul F si linia interioara a acoperisului nu trebuie sa fie mai mica de 100-135 mm. Se adauga 15-25 mm grosimea totala a acoperisului si 20-40 mm care tine cont de curbura transversala a acoperisului si de amplasarea laterala a scaunului. Punctul F se pozitioneaza pe o dreapta ce trece prin punctul H si este inclinata fata de verticala cu 8o, la o distanta de 765 mm care corespunde manechinului 50 care sta pe scaunul plasat in pozitia mediana. Observatie: Dispunerea pasagerilor pe bancheta din spate respecta recomandarile de mai sus cu verificarea suplimentara ca, intre piciorul pasagerului din spate si conturul partii din spate a scaunului sofer plasat in pozitia extrema spate si jos sa existe un spatiu minim.
30
Proiect Automobile
2.2.3. Dimensiunile volumului util Dimensiunile portbagajului sunt stabilite in functie de tipul, destinatia si constructia automobilului.Dintre dimensiunile care caracterizeaza aceste zone ale automobilului se mentioneaza: Marimea volumului util exprimata in dm3 sau in m3 Dimensiunile volumului util: lungime x latime x inaltime exprimata in [mm] Volumul si dimensiunile unor elemente constructive care optureaza volumul util ca de exemplu pasajele rotilor, locasul rotii de rezerva, etc Nivelul suprafetei utile fata de sol exprimat in [mm]; Pasul scaunelor,a banchetelor, marimea suprafetelor libere, dimensiunile scarilor si a usilor de acces. Spaţiul util al automobilul de proiectat va avea următoarele caracteristici: - volumul spaţiului de portbagaj de 450 l (dm3), cu următoarele dimensiuni: - lungime: 1300mm; - lăţime: 800mm; - înălţime: 430mm. 2.2.4. Amenajarea interioara a autoturismelor In cazul autoturismelor , cabina pentru pasageri este amplasata la mijloc totdeauna pentru ca acestia sa fie cat mai bine protejati contra accidentarii. „Caroseria de securitate” se obtine prin urmatoarele masuri: rigidizarea constructiei fara reducerea vizibilitatii folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan si peretii laterali montarea unor manere pentru usi si macarale pentru geamuri fara proeminente montarea unor „air-bag-uri” frontale sau laterale tapisarea butucului volanului, a bordului si a parasolarelor 31
Proiect Automobile
folosirea coloanei de directie telescopice si a unui volan usor deformabil in directie axiala montarea parbrizului incat la deformarea caroseriei geamul sa sara in afara Dimensiunile principale ale postului de conducere si limitele de amplasare a organelor de comanda manuala la autoturisme si vehicule utilitare se aleg conform STAS 6698/1-81, astfel incat acestea sa fie in permanenta in raza de actiune determinata de dimensiunile antropometrice ale conducatorului. In figura 2.3 sunt prezentate,dupa recomandarile STAS 1261388,dimensiunile postului de conducere,iar in tabelul 2.5 sunt prezentate limitele de modificare a acestor marimi. Fig 2.3 Dimensiunile postului de conducere
32
Proiect Automobile
Tab 2.5 Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducere Nr. Crt.
Dimensiunea
Limita de modificare
Valoare aleasa
1
Unghiul de inclinare spre inapoi, β [°]
9 ... 33
20
2
Distanta verticala de la punctul R la punctul calcaiului, Hz [mm]
130 ... 320
200
3
Cursa orizontala a punctului, R [mm]
min 130
850
4
Diametrul volanului, D [mm]
330 ... 600
400
5
Unghiul de inclinare a volanului, α [°]
10 ... 70
40
6
Distanta orizontala intre centrul volanului si punctul calcaiului, Wx [mm]
660 ... 152
530
7
Distanta verticala intre centrul volanului si punctul calcaiului, Wz [mm]
530 ... 838
700
Punctul R (fig 2.3), defineste punctul de referinta al locului de asezare (al scaunului) si reprezinta centrul articulatiei corpului si coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS R 10666/3-76, sau tridimensional, conform STAS R 10666/2-76 si regulamentul nr.35 ECEONU.Punctul R este un punct stabilit constructiv de catre producator si indicat pentru fiecare scaun determinat in raport cu sistemul de referinta tridimensional. In ceea ce priveste postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii scaunului fata de comenzi, se aplica metoda recomandata de STAS 12613-88 si norma ISO 3958-77, care stabileste o infasuratoare a distantelor maxime de actiune ale unei maini a conducatorului asezat pe scaun, cu cealalta mana pe volan si piciorul drept pe pedala de acceleratie, avand montata o centura de siguranta cu trei puncte de sprijin.Comenzile luminilor de drum, avertizorul luminos, semnalizarii schimbarii directiei,luminilor de pozitie spate si laterale,avertizarii sonore, 33
Proiect Automobile
stergatorului si spalatorului de parbriz trebuie sa fie amplasate in zona de actionare a mainii conducatorului autovehiculului. 2.3.
Intocmirea schitei de organizare generala
Motorul va fi plasat transversal, la fel ca la majoritatea modelelor etalon, avand ambreiajul in stanga motorului, iar schimbatorul de viteze in continuarea ambreiajului.Rezervorul se va pozitiona deasupra puntii din spate, sub bancheta pasagerilor din spate, departe de compartimentul motorului, din motive de siguranta. Roata de rezerva se va pozitiona in consola spate, in continuarea rezervorului, sub compartimentul portbagajului, creand astfel o incarcare suplimentara pe puntea din spate. 2.4.Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului şi a parametrilor de stabilitate longitudinală şi transversală 2.4.1 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului atât la sarcină nulă câtşi la sarcină utilă maximă constructivă. Determinarea centrului de greutate al automobilului se va face atât la încărcare nulă câtşi la încărcare utilă maximă constructivă. Coordonatele centrului de greutate al automobilului sunt date de relaţiile: - Coordonata pe x: - Coordonata pe z:
∑
(2.12)
∑ ∑
(2.13)
∑
unde: î {
ţă î
Determinarea centrului de greutate al automobilului se face alegând un sistem de axe xoz ,unde axa X este în lungul automobilului şi axa Z este perpendiculară pe planul carosabil. Alegerea poziţiei originii sistemului de axe se poate face în două moduri: Originea se află în centrul petei de contact. Particularitatea acestuia este că la determinarea centrului de greutate vor fi şi cote negative. 34
Proiect Automobile
Originea se află la intersecţia dintre dreapta tangentă la extremitatea faţă a automobilului şi planul căii de rulare. In acest caz nu vor fi cote negative. În legătură cu poziţia centrului de masă pentru o persoană aşezată pe scaun, în sensul de mers al automobilului, în cazul scaunelor reglabile, centrul de masă se află la distanţa de 100 mm faţă de punctul R. Înălţimea centrului de masă pe verticală , faţă de punctul R, are valoarea medie de 180 mm. Pentru determinarea centrului de greutate al automobilului se va întocmi un tabel în care se va trece denumirea fiecărui subansamblu precum şi poziţia centrului de masă al acestuia. Poziţia originii sistemului de axe pentru automobilul de proiectat se va alege in centrul petei de contact. a) Determinarea centrului de greutate al automobilului la încărcare nulă. Tabel 2.6 Masele componentelor principale si pozitiile centrelor de greutate ale acestora cand automobilul este gol Nr. crt
Denumire subansamblu
mj xj zj xjmj zjmj [kg] [mm] [mm] [mm*kg] [mm*kg] 230 -421 526 -96830 120980
1
Motor – transmisie
2
Rezervor de combustibil plin
45
2258
608
101610
27360
3
Sistem de evacuare
25
184
335
4600
8375
4
Punte faţă
100
0
315
0
31500
5
Punte spate
70
2528
313
176960
21910
6
Sistem de direcţie
25
171
550
4275
13750
7
Instalaţia electrică şi bateria de acumulator
25
-52
805
-1300
20125
8
Roţi fata
37
0
315
0
11655
9
Roti spate
37
2528
313
93536
11581
715
1457
721
1041755
515515
30
1300
452
39000
13560
25
2227
519
55675
12975
10 Caroserie, uşi şi geamuri 11
Scaun conducător auto şi scaun pasager
12 Banchetă spate şi spătar 35
Proiect Automobile
Roată rezervă şi echipament auxiliar
15
2864
546
42960
8190
14 Radiator
15
-776
480
-11640
7200
15 Sofer
75
1250
600
93750
45000
1763891
869676
13
Σ
1469
Determinarea încărcărilor la cele două punţi în cazul automobilului neîncărcat se face cu următoarele formule: - Puntea faţă: (2.14) - Puntea spate: (2.15) Coordonatele centrului de greutate al automobilului neîncărcat sunt:
b) Determinarea centrului de greutate al automobilului la încărcare maximă Tabel 2.7 Masele componentelor principale si pozitiile centrelor de greutate ale acestora cand automobilul este complet incarcat. Nr. Denumire subansamblu crt 1 Motor – transmisie
230
-421
zj [mm] 526
mj [kg] xj [mm]
xjmj zjmj [mmkg] [mmkg] -96830 120980
2
Rezervor de combustibil
45
2258
608
101610
27360
3
Sistem de evacuare
25
184
335
4600
8375
4
Punte faţă
100
0
315
0
31500
36
Proiect Automobile
5
Punte spate
70
2528
313
176960
21910
6
Sistem de direcţie
25
171
550
4275
13750
7
Instalaţia electrică şi bateria de acumulator
25
-52
805
-1300
20125
8
Roţi fata
37
0
315
0
11655
9
Roti spate
37
2528
313
93536
11581
10 Caroserie, uşi şi geamuri
715
1457
721
1041755
515515
11 Scaun conducător auto şi scaun pasager 12 Banchetă spate şi spătar
30
1300
452
39000
13560
25
2227
519
55675
12975
13 Roată rezervă şi echipament auxiliar 14 Radiator
15
2864
546
42960
8190
15
-776
480
-11640
7200
15 Sofer
75
1250
600
93750
45000
17 Pasager fata
75
1250
600
93750
45000
18 Pasageri spate
225
2506
605
563850
136125
19 Bagaje
75
2869
644
215175
48300
Σ
1844
2417126 1099101
Determinarea încărcărilor la cele două punţi în cazul automobilului încărcat la sarcină maximă se face cu următoarele formule: - Puntea faţă: (2.16) - Puntea spate: (2.17) Coordonatele centrului de greutate al automobilului încărcat sunt: a= 1310 mm b=1320 mm 37
Proiect Automobile
In figura 2.5 se prezintă centrul de greutate al automobilul la sarcină nulă Centrul de greutate la sarcină nulă este notat cu CG0 iar in figura 2.6 este prezentat centrul de greutate la sarcină maximă care este notat cu CG. 2.4.2 Determinarea parametrilor de stabilitate longitudinală şi transversală În faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului sau avut în vedere factorii geometrici: raza longitudinală şi transversală de trecere,garda la sol,unghiul de atac şi de degajare. Definitivarea lor se face odată cu schiţa de organizare generală şi a desenului de ansamblu. Automobilul de proiectat va avea caracteristicile de stabilitate date în tabelul 2.8. Tab. 2.8 Caracteristici de stabilitate Parametru
Valoare recomandata 90-120 10-20 15-20
Garda la sol [mm] Unghiul de atac [0] Unghiul de degajare [0]
Valoare aleasa 113 15 18
Factorii mecanici ai capacităţii de trecere definesc interacţiunea dintre automobil şi mediul înconjurător şi legătura cu deplasarea acestuia pe un anumit drum. Condiţiile cele mai dificile la înaintare, pentru automobile sunt la urcarea pantei maxime impusă prin tema de proiectare. Ţinând cont că automobilul de proiectat are tracţiune integrala se vor utiliza următoarele expresii pentru unghiul limită de patinare şi răsturnare. - Unghiul limită de patinare: (2.18) - Unghiul de răsturnare: ( (2.19)
38
)
Proiect Automobile
Panta maximă din tema de proiectare este de 35% adică un unghi de 190. Condiţiile de stabilitate longitudinală, la deplasarea automobilului pe pantă maximă impusă sunt: (2.20) Fig 2.4 Dependenta αpa de φx si unghiul pantei maxime 50 45 40 35 30 αpa[o] 25 20 15 10 5 0 0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
ϕx
2.5 Alegerea anvelopelor si a jantelor Pneul reprezinta partea elastica a rotii si este format din anvelopa si camera de aer.Pentru alegerea pneurilor este necesar sa cunoastem incarcarea statica pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime calculate. (2.21) unde: Zpj – reprezinta incarcarea statica pe pneu pentru puntea j Gj – reprezinta incarcarea statica la puntea j Npnj – reprezinta numarul de pneuri al puntii j j=1…Np (numar de pneuri)
39
Proiect Automobile
Aplicand formula de mai sus,pentru puntea fata obtinem: Zp1=
=
= 459.25 daN
(2.22)
Respectiv pentru puntea spate : Zp2=
= 462.75 daN
(2.23)
Capacitatea portanta necesara a pneului (definita ca fiind incarcarea radiala maxima suportata de acesta ) va fi: Qp nec=(maxZpj)/kz , unde kz=0.9 pentru autoturisme
(2.24)
Din cataloage de firma,norme sau standarde se alege pneul cu capacitatea portanta: Qp Cum
Qp nec cat mai aproape de Qp nec Qp,nec=
(2.25)
= 514.17 daN
(2.26)
se va alege Qp=515 daN
(2.27)
deci o anvelopa cu indice de sarcina 85 Raza de rulare se calculeaza cu relatia: rr = λ ∙ r0 unde λ – coeficient de deformare a pneului λ = 0,930 … 0,935 pentru pneuri de joasă presiune; λ = 0,945 … 0,950 pentru pneuri de înaltă presiune. Pentru pneul autovehiculului de proiectat se alege valoarea λ = 0,935. Avand impusa prin tema viteza maxima Vmax=215km/h se alege o anvelopa cu un indice a carui valoare a vitezei este mai mare sau egala cu Vmax ,respectiv V. Acest indice ofera pneului o viteza maxima Vmax,p=240[km/h]. Raza libera r0 se obtine cu relatia: r0=0.5 Du [mm]
(2.28)
Valoarea razei statice,rs,in cazul anvelopelor radiale se obtine cu formula: rr=1.04 rs
(2.29) 40
Proiect Automobile
Rezultatele obtinute sunt centralizate in tabelul 2.9 Tab 2.9 Parametrii constructivi pentru modelul anvelopei Simbolizare anvelopa
Spate
latimea diametrul
raza
raza statica
raza presiunea viteza de maxima libera aerului rulare rs Vmax r0 pa rr [mm] [km/h] [mm] [bar] [mm]
sectiunii
exterior
Bu
Du
[mm]
[mm]
225
635
318
286
297
2.5
240
225
635
318
286
297
2.5
240
225/45R17 85V Fata 225/45R17 85V
41
Proiect Automobile
Cap. 3. STUDIUL REZISTENTELOR LA INAINTAREA AUTOMOBILULUI DE PROIECTAT SI A PUTERILOR CORESPUNZATOARE,IN DIFERITE CONDITII DE DEPLASARE
3.1 Determinarea parametrilor necesari calcului rezistentelor la inaintare a) Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor. Rezistenţa la rulare depinde de numeroşi factori cum ar fi construcţia pneului,viteza de deplasare,presiunea aerului din pneu,încărcarea radială a pneului,rularea cu deviere,momentul aplicat roţii,calea de rulare.Coeficientul de rezistenţă la rulare se determină pe cale experimentală pe baza rezultatelor obţinute propunându-se numeroase formule empirice cele mai simple dintre ele referindu-se la viteza de deplasare: f= +
V+
(3.1)
unde:
reprezintă coeficientul de rezistenţă la rulare la viteză mică, [h/km] şi [h2/km2] coeficienţi de influenţă ai vitezei care pot fi aleşi din tabele standardizate. Astfel,pentru anvelopa radială cu secţiune joasă, 225/45 R17 85V, avem: =1.6115
,
=-9.9130
[h/km],
[h2/km2].
=2.3214
Pentru mai multe valori ale vitezei se va contura graficul lui f=f(V) valorile fiind centralizate în tabelul 3.1:
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
220
0,01618
0,0166
0,0172
0.01803
0.01911
0.0204
0.022
0.0238
0.02501
0.0283
f [-]
0
0,0161
V, [km/h]
0,0160
Tab 3.1 – Valorile lui f functie de viteza de rulare
42
Proiect Automobile
Fig 3.1 graficul lui f=f(V)
f(V) 0.03 0.025
f[-]
0.02 0.015 f(V)
0.01 0.005 0 0
50
100
150
200
250
V[km/h]
b) Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a automobilului Aria sectiunii transversale maxime A, sau mai exact, aria proiectiei frontale a atuovehicului se obtine prin doua metode: a) metoda prin planimetrie: planimetrarea conturului delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu Atmax=2.007m2 1. Ampatamentul: 2630mm 2. Latimea: 1800mm 3. Inaltimea: 1480mm 4. Lungimea totala: 4340mm 5. Consola fata: 920mm 6. Consola spate: 770mm 7. Ecartament fata: 1540mm 8. Ecartament spate: 1530mm 9. Garda la sol: 113mm b) cu ajutorul formulei: At m ax c f la ( H a hb ) N p Bu hb
(3.2)
unde: cf = 0.89– coeficient de forma ; la - latimea automobilului ; hb - distanta de la sol la partea cea mai joasa a autovehiculului ; 43
Proiect Automobile
Bu -latimea anvelopei; Np = 2 – numarul de pneuri. Conform relatiei (3.2) avem: Atmax=0.89*1800*(1480-113)+2*225*113= 2.0354 m2 Prima metoda, cea a planimetrarii, este recunoscuta ca o metoda mai precisa, astfel ca vom adopta Atmax=2.007 m2. c) Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului Valoarea coeficientului de rezistenta a aerului se adopta din tabelul urmator, conform [3]: Tab. 3.2 Valorile coeficientului de rezistenta a aerului in functie de arie A [m2]
Tipul
cx
Automobil sport
1.0…1.3 0.20…0.25
Automobil cu caroserie inchisa
1.6…2.8 0.30…0.50
Autoturism cu caroseri deschisa
1.5…2.0 0.65…0.80
Autobuz
3.5…7.0 0.70…0.80
Autocamion cu platforma deschisa
3.0…5.3
0.90…1.0
3.5…0.8 0.60…0.75
Autofurgon
Tinand seama de modelele asemanatoare, dar in special de modelul ales ca fiind preferential VW Golf 6 se adopta pentru autovehiculul de proiectat un coeficient de rezistenta al aerului cx=0.31 d) Determinarea randamentului transmisiei Pentru propulsarea autovehiculului, puterea dezvoltata de motor trebuie sa fie transmisa la rotile motoare ale acestuia. Transmiterea miscarii de la motor pana la rotile motoare se face prin intermediul organelor transmisiei, care consuma o parte din energia transmisa pentru a acoperi pierderile produse prin frecari. Aceste pierderi se pot evidentia prin randamentul transmisiei εt.
44
Proiect Automobile
Randamentul schimbatorului de viteze creste odata cu momentul transmis si scade la cresterea turatiei. Vom considera conform recomandarileor din lucrarea bibliografica randamentul transmisiei εt = 0,92. 3.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza automobilului Pentru determinarea rezistentelor la inaintare, si a puterilor corespunzatoare, va trebui mai exact sa se determine rezistenta la rulare (Rrul), rezistenta la panta (Rp), rezistenta aerului (Ra) si rezistenta la demarare (Rd). Se vor considera doua cazuri de deplasare: - deplasarea in palier => αp = 0° - panta nula - deplasarea pe un drum modernizat cu panta p= 8% Daca consideram ca automobilul se deplaseaza la viteza constanta, inseamna ca acceleratie este nula, ceea ce implica ca rezistenta la demarare, respectiv puterea necesara invingerii acestei rezistente sunt nule: Rd=Pd=0. Rezistenta la rulare – Rrul= f(V)*Ga*cosαp
[daN]
(3.3)
iar Ga = 1844 daN unde: Ga este greutatea totala a autovehicului p este unghiul pantei Puterea necesara invingerii rezistentei la rulare: (3.4)
Rezistenta la panta - Rp = Ga*sinαp = 0 daN
(3.5)
=> Autovehiculul rulează in palier, αp = 0 => Pentru deplasarea pe drumuri modernizate (8%) : αp=4.57 => Rp=1844*sin4.57= 146.92 daN, fiind aceeasi indiferent de viteza de deplasare. Puterea de invingere a rezistentei la panta: Pp
45
[kW]
(3.6)
Proiect Automobile
=>Pp in palier este egala cu 0 kW => Pp la deplasare pe drum modernizat la viteza maxima este egala cu 87.74 kW Rezistenta aerului - Ra =
(unde k = coeficientul aerodinamic)
(3.7)
k = 0.06125*cx => k= 0,06125*0,31= 0,0189875 iar Vx = V Vx = V±Vv (se va considera cazul in care Vv = 0) Puterea de invingere a rezistentei aerului Pa =
[kW]
(3.8)
Rezistenta totala este suma celor 3 rezistente: R=Rrul+Rp+Ra [daN] Puterea de invingere totala este suma celor 3 puteri de invingere: P= Prul+Pp+Pa [kW] Valorile rezistentelor la rulare ,ale rezistentelor aerului si valorile puterilor de invingere ale acestora pentru deplasarea in palier sunt centralizate in tabelul 3.3 in functie de viteza cu care se deplaseaza automobilul. Tab. 3.3 Valorile rezistentelor si puterilor de invingere a acestora la deplasarea in palier
V[km/h] 0 30 60 90 120 150 180 f 0.016115 0.01607 0.016359 0.017071 0.018108 0.019658 0.02185 Rrul[daN] 29.71606 29.63308 30.166 31.47892 33.39115 36.24935 40.2914 Ra[daN] 0 2.63824 10.55296 23.74416 42.21184 65.956 94.97664 ΣR[daN] 29.71606 32.27132 40.71896 55.22308 75.60299 102.2054 135.268 Prul[kw] 0 2.469423 5.027666 7.869731 11.13038 15.1039 20.1457 Pa[kw] 0 0.219853 1.758827 5.93604 14.07061 27.48167 47.48832 ΣP[kw] 0 2.689277 6.786493 13.80577 25.201 42.58556 67.63402
200 0.02372 43.73968 117.2551 160.9948 24.29982 65.14173 89.44155
Dependenta rezistentelor in functie de viteza de deplasare,in cazul deplasarii in palier este redata in figura de mai jos.
46
215 0.02517 46.41348 135.5029 181.9164 27.71916 80.92537 108.6445
Proiect Automobile
Fig. 3.1 Dependenta rezistentelor functie de viteza 200 180 160
R [daN]
140 120 Rrul[daN]
100 80
Ra[daN]
60
ΣR[daN]
40 20 0 0
50
100
150
200
250
V [km/h]
Din grafic se poate observa ca in jurul vitezei de 50km/h, Rrul are o pondere mai mare decat Ra .In jurul vitezei de 110km/h,cele doua rezistente au o pondere aproape egala,in timp ce la viteza maxima a automobilului,Ra capata o pondere mult mai mare decat Rrul. Pana in jurul vitezei de 110km/h, Rrul predomina iar peste aceasta valoare a vitezei,Ra devine importanta. In figura 3.2 este redata dependenta de viteza a puterilor necesare invingerii rezistentelor la deplasarea in palier. Fig 3.2 Dependenta de viteza a puterilor necesare invingerii rezistentelor 120 100
P[kW]
80 Prul[kw]
60
Pa[kw]
40
ΣP[kw] 20 0 0
50
100
150 V[km/h]
47
200
250
Proiect Automobile
Se poate observa ca in jurul valorii de 60km/h, Prul are o pondere putin mai mare decat Pa,in timp ce in jurul valorii de 110km/h, cele doua puteri necesare invingerii rezistentelor sunt aproape egale,ca si in cazul rezistentelor.La viteza maxima a automobilului,Pa devine mai predominanta decat Prul,din nou , ca si in cazul rezistentelor la inaintare.Prul predomina pana in jurul vitezei de 110km/h.Peste aceasta valoare,Pa devine importanta.In cazul deplasarii pe o panta de 8% pe langa rezistentele care apar la deplasarea in palier mai apare si rezistenta la panta precum si puterea necesara invingerii acesteia. Valorile acestora sunt centralizate in tabelul 3.4 Tab. 3.4 Valorile rezistentelor si puterilor de invingere a acestora la deplasarea in panta pe drum modernizat: V [km/h] f Rrul [daN] Ra [daN] Rp [daN] ΣR [daN] Prul [kw] Pa [kw] Pp [kw] ΣP [kw]
0
30
60
90
120
150
180
200
215
0.01612 0.01607 0.01636 0.01707 0.01811 0.01966 0.02185 0.02372 0.02517 29.6216 29.5389 30.0701 31.3788
33.285
36.1341 40.1633 43.6006 46.2659
0
2.63824
10.553
23.7442 42.2118
65.956
94.9766 117.255 135.503
146.92
146.92
146.92
146.92
146.92
146.92
146.92
146.92
176.542 179.097 187.543 202.043 222.417
249.01
282.06
307.776 328.689
0
2.46157 5.01168 7.84471
0
0.21985 1.75883 5.93604 14.0706 27.4817 47.4883 65.1417 80.9254
0
12.2433 24.4867
48.9733 61.2167
73.46
81.6222 87.7439
0
14.9248 31.2572 50.5108 74.1389 103.754
141.03
170.987
36.73
11.095
15.0559 20.0816 24.2226
146.92
Dependenta rezistentelor de viteza de deplasare pe un drum modernizat cu panta de 8% este redata in Fig. 3.3.
48
27.631
196.3
Proiect Automobile
Fig. 3.3 Dependenta rezistentelor de viteza 350 300
R[daN]
250 200 Rrul[daN] 150
Ra[daN] Rp[daN]
100
ΣR[daN]
50 0 0
50
100
150
200
250
V[km/h]
Se poate observa ca in jurul vitezei de 50km/h Rp predomina avand o valoare de aproximativ 5 ori mai mare decat Rrul si de aproximativ 10 ori mai mare decat Ra. In jurul vitezei de 110km/h, Rrul si Ra sunt aproape egale in timp ce Rp ramane constanta.La viteza maxima a automobilului, Ra devine predominanta, depasind Rp,in timp ce Rrul are o crestere usoara de la viteza de la 120km/h. In Fig 3.4 este redata dependenta de viteza a puterilor necesare invingerii rezistentelor in cazul deplasarii pe acelasi drum. Fig. 3.4 Dependenta de viteza a puterilor necesare invingerii rezistentelor 250
P[kW]
200 150
Prul[kw] Pa[kw]
100
Pp[kw] ΣP[kw]
50 0 0
50
100
150 V[km/h]
49
200
250
Proiect Automobile
Din figura se poate observa ca in jurul vitezei de 50-70km/h, Prul si Pa au o valoare apropiata, Prul fiind putin mai mare. Pp este predominanta. In jurul vitezei de 110km/h, Prul si Pa sunt aproape egale in timp ce Pp isi pastreaza avantajul. La 215km/h, Ppsi Pa au valorile aproximativ egale Pp fiind cu foarte putin mai mare 2-3 kW. Prul are valoarea cea mai mica. In figura 3.5 este redata dependenta de viteza a coeficientului de rezistenta la rulare a pneului. Fig 3.5 Dependenta de viteza a coeficientului de rezistenta la rulare
f(V) 0.03 0.025
f[-]
0.02 0.015 f(V)
0.01 0.005 0 0
50
100
150 V[km/h]
50
200
250
Proiect Automobile
CAP. 4 PREDETERMINAREA CARACTERISTICII LA SARCINA TOTALA A MOTORULUI.ALEGEREA MOTORULUI PENTRU AUTOMOBILUL IMPUS PRIM TEMA
4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier. Prin caracteristica exterioară, se inţelege funcţia de dependenţă a momentului motor si a puterii motorului faţă de turaţie, la admisiune totala, reglajele motorului si temperatura de funcţionare fiind cele optime. Se impune prin temă o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului în treapta de viteze cea mai rapidă (priza directa sau echivalentul ei), în palier. Pentru a avea o anumită acoperire din punct de vedere al puterii, se admite că atingerea lui se obţine pe o pantă foarte mică =(0,05…0,3)%, rezultând în acest fel o putere maximă ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier =0. Pentru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata : (4.1) unde: Pr reprezinta puterea disponibila la roata; Prul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a autovehiculului; Pp reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei; Pa reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; Pd reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a autovehiculului. Din conditia ca V=Vmax rezulta: , de unde rezulta ca Rd=0 si implicit Pd=0. Facand inlocuirile in relatia (4.1) rezulta: (
)
(4.2)
unde: ( )= (215km/h)= 0,02517 reprezinta coeficientul de rezistenta la rulare corespunzator vitezei maxime; =1844daN reprezinta greutatea autovehiculului; αp0=arctg(0,00175)=0,1⁰ calculate pentru p0 din intervalul 0,05…0.3%, reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului; Cunoscand toti termenii, din relatia (4.2) se poate determina P=PVmax: PVmax= (4.3) unde P1 reprezinta termenul drept al relatiei (4.2). In consecinta, vom avea: 51
Proiect Automobile
PVmax=
=120.2kW
Insemnand puterea de 163.4 CP. unde: ηt=0,92; k=0,06125∙Cx, iar Cx=0.31 este cel predeterminat in subcapitolul anterior. In continuare se va folosi aceasta putere pentru trasarea caracteristicii exterioare folosind urmatoarea relatie:
P Pmax[( , ) (
n n n ) ( , ) ( ) 2 ( , ) ( ) 3 ][kW ] np np np
(4.4)
unde np reprezinta turatia la puterea maxima, α, β, γ sunt coeficienti de forma ai caracteristicii, valabili pentru domeniul turatiilor din vecinatatea lui n M, si anume domeniul turatiilor joase, iar α’, β’, γ’ sunt coeficienti de forma ai caracteristicii, valabili pentru domeniul turatiilor din vecinatatea lui np,si anume domeniul turatiilor ridicate.Expresiile acestor coeficienti sunt: (
α=
(
α’ =
(
)
(
β=
)
(
β’ =
)
) )
(
)
γ= γ’ =
(
) ( (
) )
unde Ca si Ce reprezinta coeficientul de adaptibilitate al motorului si, respectiv, coeficientul de elasticitate al motorului. Cum se constata, coeficientii de forma depind de marimile relative Ca si Ce si nu de valorile in sine ale puterii maxime. In general Ca si Ce au urmatoarele expresii:
Ca
M max Mp
(4.5)
;
Ce nnMP
(4.6)
unde: Mmax – momentul maxim dezvoltat de motor Mp – momentul la putere maxima nM – turatia la momentul maxim nP – turatia la putere maxima
52
Proiect Automobile
Tinand seama de modelele similare, pentru automobilul de proiectat se considera urmatoarele valori pentru momentul maxim Mmax, turatia la momentul maxim nM si turatia de putere maxima np: Mmax=350 Nm
nM=2500 rot/min
nP=4000 rot/min
Momentul motor la putere maxima este determinat pe baza urmatoarelor relatii: Mp =
=
=
= 287Nm
(4.7)
De aici rezulta pentru Ca si Ce urmatoarele valori: Ca = 1,219 ;Ce = 0,625. Cunoscand Ca si Ce, se calculeaza valorile coeficientilor de forma ai caracteristici motorului utilizand relatiile: (
α= β= γ=
(
)
(
)
(
)
(
γ’=
(
(
(4.8)
=1.95
(4.9) (4.10)
=0.89
)
(4.11)
=1.22
(4.12)
=1.11
(4.13)
)
( (
= 0.61
=1.56
)
α’= β’=
)
) )
In continuare se va determina puterea necesara atingerii vitezei maxima folosind relatia urmatoare:
n PV max Pmax f V max 2
(4.14)
Definim raportul nvmax/np - raportul de turatie la viteza maxima:
nV max np
(4.15)
53
Proiect Automobile
Pentru MAC - conform recomandarilor, avem intervalul de variatie δ (0,9...1) ; alegem : δ=0.9 Se calculeaza puterea maxima necesara motorului teoretic cu ajutorul relatiei:
Pmax
PV max f
f 0.540 1.909 1.454 0.995 '
unde :
,
'
2
'
(4.16)
3
=> f(δ)= 0.89*0.9+1.22*0.92- 1.11*0.93 = 0.98 Deci Pmax = 120.2/0,98 = 122.65≈ 123 kW Pentru determinarea caracteristicii motorului se stabileste intervalul de variatie al turatiei [nmin,nmax] conform relatiilor: nmin = 0.2 * np = 0.2 * 4000 = 800 rot/min (4.17) nmax = np = 4000 rot/min
(4.18)
nmed= (nmax + nmin)/2= 2400 rot/min
(4.19)
Prin urmare intervalul ales va fi (800 ; 4000). Pentru modelarea curbei momentului motor se utilizeaza urmatoarea relatie care arata dependenta momentului in functie de putere: M= 955,5 [Nm]
(4.20)
unde puterea P este data in kW iar turatia n in rot/min. P=Pmax*f( )
(4.21)
Datele obtinute sunt centralizate in urmatorul tabel, pe baza caruia sunt determinate mai departe curba puterii si a momentului.
54
Proiect Automobile
Tab. 4.1 Puterea si momentul pe caracteristica exterioara determinata din conditia de viteza maxima in palier n[rot/min] P [kW] M [Nm] nmin=800 26.72789 319.2312 1000 34.51448 329.7858 1200 42.5387 338.7144 1400 50.69845 346.0169 1600 58.89162 351.6934 1800 67.01611 355.7439 2000 74.96981 358.1683 2200 82.65062 358.9667 nM=2400 89.95642 358.139 2600 96.78511 355.6853 2800 103.0346 351.6055 3000 108.6027 345.8997 3200 113.3875 338.5679 3400 117.2867 329.61 3600 120.1982 319.0261 3800 122.02 306.8162 np=nmax=4000 122.65 292.9802 4200 121.986 277.5182 4400 119.9259 260.4301 4600 116.3677 241.716 Pe baza acestui tabel se determina curba momentului si a puterii in fig 4.1 Fig 4.1 Caracteristica teoretica la sarcina totala a motorului 400 350 300
P,M
250 200
P [kW]
150
M [Nm]
100 50 0 0
1000
2000
3000
4000
n[rot/min]
55
5000
Proiect Automobile
4.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala Pentru alegerea motorului ce va echipa automobilul impus prin tema se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala. Aceasta metoda presupune alegerea a cel putin 2 motoare cu puterea maxima foarte apropiata de cea teoretica (calculata anterior) si suprapunerea curbelor de variatie P/Pmaxin functie de n/nP. In functie de pozitia relativa a curbelor obtinute se va alege motorul. Recomandarea prevede ca alegerea sa corespunda situatiei in care curba motorului ales sa fie situata deasupra curbei motorului teoretic, astfel incat motorul ales sa prezinte o rezerva de putere superioara. În vederea alegerii motorului ce va echipa autoturismul de proiectat se vor alege motoarele de la două dintre modelele similare prezentate la capitolul 1. Specificatiile constructive ale acestora sunt prezentate in tabelul 4.2. Tab 4.2 – Date tehnice ale motoarelor analizate Nr.Crt
Model
[Kw]
[rot/min]
[Nm]
Referinta1
125.3
4200
350
Referinta2
120.1
3750
340
20003250
Teoretic
122.65
4000
359
2200
1 2 3
[rot/min] 17502500
Pentru ca nu se cunosc variatiile P=P(n) pentru motoarele de referinta,alegerea motorului se face direct pe baza valorii puterii maxime(Pmax). Rezulta ca motorul ales va fi motorul de referinta 1 avand o putere Pmax=125.3kw,superioara celui de al doilea model. Prezentarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face in fig. 4.2
56
Proiect Automobile
Fig 4.2 Caracteristica la sarcina totala a motorului ales
400 350 300
P,M
250 200
P [kW]
150
M [Nm]
100 50 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
n[rot/min]
In contiuare se va reprezenta grafic diferenta dintre curbele de putere si moment in functie de turatie a modelului teoretic si a modelului referinta1 .
Fig 4.3 Suprapunerea curbelor de putere a modelului teoretic sic el ales 140 120
P[kW]
100 80 P=P(n)
60
P`=P(n)
40 20 0 0
1000
2000
3000
4000
n[rot/min]
57
5000
Proiect Automobile
Fig 4.4 Suprapunerea curbelor de moment a modelului teoretic si cel ales 400 350
M[Nm]
300 250 200
M=M(n)
150
M`=M(n)
100 50 0 0
1000
2000
3000
4000
5000
n[rot/min]
Deoarece caracteristica motorului referinta1 se gaseste deasupra caracteristicilor motorului teoretic avand astfel o rezerva de putere superioara dorita, se alege motorul similar 1 cu urmatoarele caracteristici: Caracteristici ale motorului ales: Pmax=125.3kw np=4200 rot/min Mmax=350Nm nM=2200 rot/min Pmax/np=0.0298kw/min-1 Mmax/nM=0.159Nm/min-1 nmin=840min-1 rezulta Mmax/nmin=0.417Nm/min-1 nmax=4200min-1 rezulta Mmax/nmax=0.083Nm/min-1
58
Proiect Automobile
CAP. 5 DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE AL TRANSMISIEI PRINCIPALE SI AL PRIMEI TREPTE A SCHIMBATORULUI DE VITEZE
5.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face din conditia ca automobilul sa atinga viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a SV, care este, in general, treapta de priza directa (la SV cu trei arbori) sau treapta similara acesteia, cu raportul de transmitere apropiat de 1(la SV cu doi arbori).Viteza variaza cu raportul de transmitere conform relatiei: V 0.377 rr
n i0 isk
[km/h]
(5.1)
iar pentru viteza maxima relatia devine: Vmax 0.377 rr
np nv max 0.377 rr i0 isn i0 isn
(5.2)
Unde - rr este raza de rulare: 297 [mm] - i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale - np – turatia de putere : 4200 [rot/min] - δ – raportul de turatie : 0.9 - isn – raportul de transmisie in priza directa : = 0.98 - pentru SV cu 2 arbori - Vmax =215 km/h Pe baza relatiei 5.1 obtinem raportul de transmisie al transmisiei principale : i0 = 0,377*rr
=0.377*0.297*
Rezulta: i0,predet= 2.009
59
(5.3)
Proiect Automobile
Cum valoarea obtinuta este mai mica decat 7, alegem o transmisie principala simpla, cu o singura pereche de roti in angrenare. In cazul transmisiei principale simple i0=
(5.4)
Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinti,pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematic a transmisiei principale (fig. 5.1) Fig 5.1 Schema cinematica a unei transmisii cinematice simple cu roti conice
unde :zp reprezinta numarul de dinti ai pinionului zc reprezinta numarul de dinti ai coroanei diferentialului Pentru transmisia principala simpla se alege Zp cu valoarea minima,care,insa ,este dependenta de raportul i0,predet. .In acest sens,pentru angrenajele conice se pot folosi recomandarile firmei Gleason,indicate in tabelul 5.1 Tab. 5.1 Numarul minim de dinti Zp i0
2,5 15*
3 12*
4 9
5 7
6-7 5
>7 5
zpmin
*se poate alege chiar 11.
Astfel: pentru i0 = 2.009 alegem Zp = 11. Zc=i0*Zp => Zc=22.099 dinti Se rotunjeste Zc=22 de dinti
Astfel:
i01,ef =
=> i01,ef = 2
(5.5)
(5.6)
Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: 60
Proiect Automobile |
|
|
|
(5.7)
Pentru definitivarea raportului transmisiei principale, consideram inca doua variante de numar de dinti: i02,ef=
=1.909
(5.8)
Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: |
respectiv
|
|
i03,ef =
= 2.09
|
(5.9) (5.10)
Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: |
|
|
|
(5.11)
Pentru cele 3 cazuri am ales Zc1=22 de dinti, Zc2=21 de dinti, Zc3=23 de dinti, iar valoarea numarul de dinti ai pinionului de atac a ramas acelasi Z p = 11.La stabilirea numarului de dinti al coroanei la fiecare dintre cele 3 variante s-a tinut cont de cateva reguli, printre care cea mai importanta este ca acesta sa nu aiba divizori comuni cu numarul de dinti ai pinionului pentru a se evita interferenta. Varianta Zc1=22 a fost exclusa deoarece coroana are divizori comuni cu nr de dinti ai pinionului de atac.Se observa ca erorile relative fata de valoarea predeterminata sunt foarte mici,incepand de la 0.448% pana la valoarea maxima de 4.98%. In tabelul 5.2 se prezinta valorile puterilor la roata pentru viteze corespunzatoare unor turatii ale motorului de pana la 4200 rot/min, calculate cu formula: Pr t Pex (5.12) unde:
reprezinta randamentul transmisiei, considerat in capitolele anterioare; reprezinta puterea de pe caracteristica exterioara calculate pentru turatia corespunzatoare vitezei respective si raportului respective al transmisiei principale.
61
Proiect Automobile
Pr t Pm ax[ ,
V V V , ( ) 2 , ( )3 ] V pr V pr V pr
(5.13)
Viteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului, pentru un anumit raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de priza directa, se calculeaza cu relatia: V pr 0.377 rr
np
(5.14)
i0k isn
Cu ajutorul acestor relatii s-a completat tabelul 5.2 si s-a trasat apoi figura 5.2 curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere efectiv si pentru raportul predeterminat. Pe aceeasi diagrama s-a suprapus curba puterii rezistente totale la deplasarea autovehiculului in palier (in cazul cand nu bate vantul). Tab 5.2 Valorile puterilor la roata in functie de viteza, pentru diferite valori ale rapoartelor de transmitere V[km/h] 0 30 60 90 120 150 180 200 215 220
P01
P02
P03
P0
Prez
0 14.77679 32.45025 51.51956 70.48394 87.84257 102.0947 109.129 112.7935 113.671
0 14.03002 30.76127 48.88867 67.10714 84.11161 98.59699 106.2099 110.5717 111.7366
0 15.52095 34.13133 54.11853 73.76993 91.3729 105.2148 111.5076 114.3254 114.8601
0 14.85063 32.61714 51.77848 70.81358 88.2014 102.4208 109.3891 112.9765 113.8226
0 2.689277 6.786493 13.80577 25.201 42.58556 67.63402 89.44155 108.6445 116.2169
62
Proiect Automobile
Fig 5.2 Curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere si curba a puterii rezistente
140 120 100
P01
80
P02 P03
60
P0 40
Prez
20 0 0
50
100
150
200
250
Conform graficului de mai sus se alege i03,ef=2.09 datorita avantajului sau asupra puterii maxime la roata (114.3254kw).Se mai observa ca pentru o valoare mai mica a raportului de transmitere efectiv decat cel predeterminat,valoarea puterii la roata devine si ea inferioara celei obtinuta in cazul folosirii i0,predet. Deci i0=2.09. 5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze ( ) Pentru determinarea raportului de transmitere al primei trepte, vom folosii 3 criterii distincte si bineinteles vom avea 3 valori diferite, dupa care vom selecta raportul de transmitere cel mai mare, care va indeplini inplicit toate conditiile.Aceste 3 criterii sunt: Invingerea pantei maxime impusa prin tema Deplasarea in palier, pe drum modernizat, cu o viteza minima stabilita Solicitarea ambreajului la cuplare,la pornirea de pe loc 5.2.1 Determinarea lui din conditia de panta maxima impusa prin tema Pentru determinarea acestui raport, scriem bilantul de tractiune in cazul pantei maxime, aceasta trebuind fi urcata cu viteza constanta redusa. 63
Proiect Automobile
Din bilantul de tractiune se obtine: (5.15) in care rezistenta specifica maxima a drumului se calculeaza cu relatia:
( )
(
)
(
)
(5.16)
deci
atunci
5.2.2 Determinarea lui is1 din conditia de viteza minima stabilita Acest criteriu presupune determinarea unui raport suficient de mare al primei trepte a schimbatorului de viteze pentru a fi posibila deplasarea autovehiculului cu o viteza minima aleasa ( Vmin=10 km/h) constanta, pe un drum mondernizat, in palier. Pentru aceasta se foloseste relatia: (5.17) Se considera turatia minima nmin=0,2 np=720 rot/min si, calculandu-se, se obtine:
5.2.3 Determinarea lui dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreajului, la pornirea de pe loc Solicitarile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, in cazul deplasarii pe un drum in palier, de efectul valorii turatii initiale a motorului, n0, si de marimea puterii specifice, Psp, se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte:
64
Proiect Automobile
√
(5.18)
unde: n0=0,75 np=3150 rot/min; ka=0,72 pentru motoarele Diesel; μ=1025 pentru autoturisme cucilindreea cuprinsa intre 1800-3500cmc. Inlocuind, se obtine: √
Se observa ca valoarea cea mai mare este pentru fiind cea care se va folosi in continuare si care va fi luata in calcul si la construirea schimbatorului de viteze, deoarece aceasta permite si urcarea pantei maxime impusa in tema (va fi urcata o panta chiar mai mare).
65
