Proiectarea Unui Nou Tip de Autovehicul

Capitolul 2

2.1 Organizarea generala si alegerea parametrilor principali

Pentru a proiecta un nou tip de autovehicul, ținând cont de datele impuse, prin temă, care precizează anumite particularități legate de destinația și performanțele acestuia, este nevoie, într-o primă etapă, să se caute un număr mare de soluții constructive, deja existente,avand caracteristicile autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informații legate de organizarea generală, de modul de dispunere al motorului și punți motoare, de organizare a transmisiei.De asemenea sunt date principalele dimensiuni geometrice, tipul sistemelor de direcție și frânare, tipul suspensiei , greutatea utilă și proprie.Analizând cu atenție aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetată se pot stabili, prin comparare, unele date inițiale, absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, dimensiunile geometrice, alegerea roților și determinarea razei de rulare , greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți.

La autovehiculele 44 cu tracțiune integrală , motorul se situeaza în partea din față , iar antrenarea punți se face prin componentele transmisiei distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului . Soluția inițială dezvoltată pentru automobile cu capacitate mărită de trecere , prezintă avantajul repartizării fluxului de putere la toate roțile automobilului , ameliorindu-se calitățile de tracțiune , mai ales în teren greu , unde se reduce riscul patinării roților.

2.2 Dimensiuni principale

La stabilirea dimensiunilor principale se au in vedere urmatoarele:planul de baza al automobilului se considera perfect orizontal,automobilul este imobil,rotile se gasesc in pozitia corespunzatoare mersului in linie dreapta avand pneurile la presiunea de regim.

Dimensiunile principale care caracterizeaza constructia automobilului sunt:dimensiunile de bagarit,ampatamenutl,consolele,ecartamentul ,garda la sol (lumina),unghiurile de trecere si razele de trecere.

Lungimea totală – 4629 mm ;

Lățimea totală – 1898 mm ;

Înălțime totală – 1655 mm ;

Ampatament – 2807 mm ;

Consolă față – mm ;

Consolă spate – mm ;

Ecartament – 1615 mm ;

Dimensiune anvelope –235/65 R 17 R;

Dimensiunile de gabarit sunt cele mai mari dimensiuni privind lungimea A,latimea B si inaltimea H ale unui utilaj neincarcat.(Fig.1)

Lungimea automobilului ( A), reprezintă distanța dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului și tangenta la acesta în punctele extreme din față și din spate. Toate elementele din față sau din spate ale automobilului sunt incluse în aceste două plane.

Lățimea automobilului ( B ), reprezintă distanța dintre două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului tangente la acestea de o parte și de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid, cu excepția oglinzilor retrovizoare sunt cuprinse între aceste plane.

Înălțimea vehiculului ( H ), reprezintă distanța dintre planul de sprijin și 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 distanța dintre perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului corespunzătoare la două roți consecutive situate de aceiași parte a vehiculului.

Ecartamentul ( E ), reprezintă distanța dintre centrele punctelor de contact ale pneurilor cu solul.

Consola față spate ( C1, C2 ), reprezintă distanța de la punctul extrem din față respectiv spate al vehiculului, până la planul vertical care trece prin centrul roții din față respectiv spate.

Garda la sol ( hf ), reprezintă înălțimea maximă a unui dreptunghi al cărui plan este perpendicular pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului, care împarte acest dreptunghi în două părți egale. Dreptunghiul trebui să se poată deplasa sub vehicul fără să atingă vreun punct al acestuia.

H B1 B2 B

c1 L c2

A

Fig.1

2.3 Parametrii geometrici ai capacitatii de trecere

Capacitatea de trecere a unui autovehicul reprezintă capacitatea acestuia de a se deplasa pe drumuri rele și desfundate și în teren natural fară drum , precum și de a putea trece peste anumite obstacole verticale sau șanțuri. Caracteristicile geometrice ale capacității de trecere sunt :

Lumina sau garda la sol (c),reprezintă distanța verticală dintre partea cea mai de jos a șasiului complet încărcat și planul de susținere.(Fig. 1.2)

Fig. 1.2

Raza longitudinală de trecere (p1) – reprezintă raza suprafeței cilindrice conventionale,figura 1.2.,tangentă la roțile din față , roțile din spate și punctul cel mai coborat al autovehiculului,situat între punți .

Raza transversală de trecere (p2) – reprezintă raza suprafeței cilindrice conventionala, figura 1.3., tangentă la punctul cel mai coborat,din fata sau din spate și la pneuri .

Fig 1.3

Unghiul de trecere față (α1 ) și unghiul de trecere spate (α2), sunt determinate de tangentele la pneul fata,respective spate si partea cea mai din fata ,respective din spate a sasiului sau caroseriei (Fig 1.4).

Fig. 1.4

Razele de viraj ale autovehicului caracterizeaza capacitatea de trecere a automobilului si posibilitatea acestuia de a se inscribe in viraj ,cu viteza corespunzatoare ,volanul fiind rotit in limitele maxime de bracare a rotilor de directive.

Raza exterioara de viraj Re reprezinta raza cercului descris in planul caii de rulare de catre roata fata,bracata la maxim,exterioara virajului efectuat in jurul punctului O,numit centrul instantaneu de virare.

Raza interioara de virare Ri reprezinta raza cercului descris in planul caii de rulare de catre roata spate interioara virajului ,efectuat in jurul puncului O,atunci cand rotile directoare sunt bracate la maxim .

Raza exterioara de gabarit R1 reprezinta raza cercului descris in planul caii de rulare de catre cel mai indepartat punct de centrul de virare O,atunci cand rotile directoare sunt bracate la maxim.

Raza interioara de gabarit R2 reprezinta raza cercului descris in planul caii de rulare de catre cel mai apropiat punct de centrul de virare O,atunci cand rotile directoare sunt bracate la maxim.

Latimea Av a spatiului ocupat de automobil in viraj ,sau fasia de gabarit ,se defineste ca fiind aria ocupata de automobil in viraj ,cu rotile directoare bracate la maxim ;ea este egala cu diferenta dintre razele exterioara -Re si interioara-Ri .

Razele de viraj cele mai mici le au automobilele la care toate rotile sunt directoare.

Capacitatea de trecere a automobilului mai este influentata de maniabilitatea si stabilitatea automobilului ,de calitatea suspensiei si raportul dintre forta de tractiune si forta de aderenta dintre rotile motoare si calea de rulare.

2.4 Greutatea si capacitatea de incarcare

Masa automobilului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia si reprezinta suma dintre masa utila (mu) si masa proprie (m0).

Masa utila

Reprezinta o caracteristica esentiala a autovehiculului,prin ea caracterizandu-se posibilitatile de utilizare a acestuia .Masa utila este determinate de capacitatea de incarcare a autovehiculului,prevazuta prin tema de proiectare sau adoptata in functie de tipul autovehiculului ,in concoradanta cu capacitatea de incarcare a tipurilor similar.

Capacitatea de incarcare se precizeaza de regula in functie de numarul de locuri la autovehiculele pentru transportul persoanelor si prin sarcina utila transportata la autovehiculele pentru transport de bunuri.

In conformitate cu STAS 6926/1-90,la determinarea masei utile se vor considera urmatoarele:

– masa personalului de serviciu permanent la bord: 75 kg;

– masa unui pasager: 68 kg;

– masa bagajului pentru un pasager: 7 kg la autoturisme si autobuze urbane,20 kg la autobuze urbane ,25 kg la autobuze turistice;

Pe baza acestor recomandari,masa utila se determina pentru faza de proiectare functie de capacitatea de incarcare si normele STAS ,cu urmatoarele relatii :

– pentru autoturisme:

mu=(68+7) N + mbs [kg]

mu=75 5 + 100=475 kg

Unde: N – numarul de locuri din autoturism ;

mbs – masa bagajului suplimentar (cu valori intre 50-200 kg);

ma=mu+m0 [kg]

ma=2305 kg

Greutatea este un parametru care caracterizeaza calitatile de tractiune dupa aderenta ,precum si presiunea specific pe calea de rulare.

Greutatea G reprezinta suma greutatilor proprii Ga (greutatea tuturor agregatelor si mecanismelor din constructia utilajelor ,a combustibilului,a trusei de scule,a rotii de rezerva) si a greutatii utile Gu (greutatea incarcaturii si a persoanelor premise in cabina).

G=Ga+Gu=Ga+(Gm+n Gp)=1830+475= 2305 daN

Gm=G-Ga-n Gp =2305-1830-5 75= 100 daN

Gm-greutatea bagajului suplimentar;

Ga=1830 daN –greutatea autovehiculului(se allege din fisa tehnica);

Se considera greutatea unei persoane Gp=75 daN si numarul lor n=5.

2.5 Pozitia centrului de greutate si incarcarea pe punti

Masa autovehiculului se considera aplicata in centrul de masa (centrul de greutate),situat in planul vertical ce trece prin axa longitudinala de simetrie a autovehiculului.Pozitia centrului de masa se apreciaza prin coordonatele longitudinale a si b si inaltimea hg.

Fig.1.6 Coordonatele centrului de masa

Coordonatele centrului de greutate se aleg din tabelul 1 si vor avea urmatoarele valori:

Tablelul 1.Coordonatele centrului de greutate

-autovehicul incarcat:

= 0,55 – coordonatele centrului de greutate fata de axa fata;

= 0,45 – coordonatele centrului de greutate fata de axa spate;

hGinc= 0,8 m – inaltimea centrului de greutate.

-autovehicul descarcat:

= 0,45 coordonatele centrului de greutate fata de axa fata;

= 0,55 coordonatele centrului de greutate fata de axa spate;

hGdesc= 0,56 m – inaltimea centrului de greutate.

G1 este greutatea pe axa fata si G2 este greutatea pe axa spate.

-autovehicul incarcat:

G1inc = G =2305 daN 0,45 = 1037,25 daN;

G2inc = G =2305 daN 0,55 = 1267,75 daN;

-autovehicul descarcat:

G1desc = (Ga + 2Gp) = (1830 + 2 75) 0,55 = 1089 daN;

G2desc = (Ga + 2Gp) = (1830 + 2 75) 0,45 = 891 daN;

2.6 Alegerea pneurilor

Roțile de automobil sunt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră cu aer comprimat, uneori aceasta lipsind. Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupra pneului și deformația determinată de această creștere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcția ei, de presiunea interioară a aerului din pneu și de duritatea suprafeței de sprijin.

Alegerea tipului de pneuri este condiționată de mai mulți factori cum ar fi: viteza maximă transmisă prin tema de proiect și greutarea ce revine roților din spate și față. Funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu folosind relațiile:

-pentru puntea fata:

I1inc = = = 518,62 daN;

I1desc = = = 544,5 daN;

-pentru puntea spate:

I2inc = = = 633,87 daN;

I2desc = = = 445,5 daN;

In functie de incarcarea maxima (max I1,I2 = 633,87 daN) se aleg caracteristicile pneului.

Tipul pneului ales : 235/65 R17,

unde:

Latimea sectiunii anvelopei

B=235 mm;

Raportul dintre inaltimea sectiunii si latimea sectiunii:

B/H=65 %;

Inaltimea flancului anvelopei:

H=65 % × 235 mm= 152,75 mm;

Tipul anvelopei : R=Radial;

Majoritatea anvelopelor de autoturism sunt de constructie radiala ,adica pliurile sunt dispuse perpendicular pe directia de rotatie si paralel cu razele cercului anvelopei.Unele pneuri de uz industrial ,unele anvelope pentru camioane si vehicule tot-teren au o contructie cu pliuri incrutisate pentru o rezistenta crescuta la sarcina,socuri si intepaturi.Pneurile de uz normal au renuntat la aceasta constructie in favoarea celei radiale datorita sporului semnificativ de performanta la rulare cu viteze ridicate.

Diametrul jantei in inch.Diametrul cercului interior al anvelopei,in acest ca 17 inch(tol).Un inch(tol)=2.54 mm

d=17 inch =431,8 mm

Presiunea de regim:

p=3 bar.

Viteza de lucru:

v= 190 km/h

Pentru calculele de dinamica autovehiculul este nevoie de cunoasterea razei de rulare,care se apreciaza analitic functie de raza nominala a rotii si un coeficient de deformare:

rr= γ × r0,

unde: r0=raza rotii libere determinata dupa diametrul exterior

γ=coeficient de deformare,care depinde de presiunea interioara a aerului din pneu si are valorile:

pentru pneurile utilizate la presiuni mai mici de 600 kPa (6 bari): γ=0,93-0,935

pentru pneurile utilizate la presiuni mai mari de 600 kPa (6 bari): γ=0,945-0,95

Se alege γ=0,93

r0== =368,65 mm

unde: Dn=d + 2H=431,8 mm + 2 152,75 mm =737,3 mm

rr= γ × r0=0,93 368,65 mm = 342,84 mm

Figura 1.7 Dimensiunile principale ale pneului

CAPITOLUL 3.CALCULUL DE TRACTIUNE

3.1 Caracteristica externa a motorului

Performanțele dinamice ale unui autovehicul depind de performanțele motorului puse în evidență de caracteristica externă a motorului. Cunoscând caracteristica externă a motorului se pot stabili cei mai importanți indici de exploatare ai autovehiculului de transport.

Caracteristica externă reprezinta dependența dintre puterea efectiva , momentul efectiv , consumul orar de combustibil C si consumul specific de combustibil , în funcție de turația n a arborelui cotit al motorului, la deschiderea completă a clapetei carburatorului, la MAS, sau la debit maxim al pompei de injecție, la MAC. Pentru un motor existent, caracteristica exterioară se determină pe cale experimentală în slandul de încercare.

Consumul orar C reprezintă cantitatea de combustibil consumată de motor timp de o oră și se exprimă in kg/h, iar consumul specific , cantitatea de combustibil exprimată in grame, consumată de motor timp de o oră pentru a dezvolta o putere de 1 kW sau 1 CP, la un regim de lucru.

Între consumul specific , consumul orar C și puterea efectiva a motorului , există următoarea legătură:

Punctele definitorii pentru curbele caracteristice sunt:

Turația minima de funcționare stabile a motorului la care se dezvoltă momentul si puterea .

Turația de moment maxim la care se dezvoltă momentul maxim și puterea corespunzătoare momentului maxim .

Turația de putere maximă la care se dezvoltă momentul și puterea maximă .

Intervalul de turații în care funcționeaza motorul este

Zona de turații se numește zona de nestabilitate, deoarece odată cu scăderea turației, datorită creșterii sarcinii scade și momentul motor produs, fenomen care poate dermina oprirea motorului.

Zona de funcționare, cuprinsă în intervalul de turații , se numește zonă de funcționare stabile a motorului, deoarece la scăderea turației motorului, cauzată de creșterea rezistențelor la înaintare, crește momentul motor dezvoltat la arborele cotit, fapt ce conduce la învingerea acestor rezistențe suplimentare, fără ca motorul să fie în pericol să se oprească (se stabilește echilibrul necesar între rezostențele la înaintare și momentul motor). Cu cât zona de funcționare stabile ste mai mare cu atât motorul poate asigura mai bin învingerea rezistențelor la înaintare. Mărimea zonei de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de elasticitate , care este raportul dintre turația momenului maxim și turația puterii maxime .

Tabelul Valori recomandate pentru coeficienții de elasticitate () și adaptabilitate ()

Cu cât este mai mic, cu atât este mai extins domeniul de funcționare stabile.

Variația momentului motor în zona de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de adaptabilitate , care este raportul dintre momentul maxim si momentul la puterea maxima.

3.2 Determinarea analitică a caracteristicii externe a motorului

Determinarea analitică de face cu următoarea formulă, prin care curba puterii se aproximează cu o parabolă de ordinul 3:

unde coeficienții a, b și c sunt determinați astfel încât curba funcției să aproximeze cât mai bine caracteristica externă obținută pe cale experimentală.

Dacă se adopta coeficientul de elasticitate =0.55, coeficienții a, b și c sunt:

Exemplu pentru turația n=1400 rot/min (tabelul ):

Curba momentului motor se aproximează cu o parabolă descrisă de formula:

Valorile medii ale coeficienților sunt date în tabelul

Tabelul Valorile medii ale coeficienților

Exemplu pentru turația n = 1800 rot/min (tabelul )

unde coeficienții adoptați au valorile .

Consumul de combustibil depinde de caracteristicile constructive și funcționale ale automobilului și de condițiile în care are loc deplasarea (starea de încărcare, caracteristicile motorului și ale transmisiei, starea tehnică a componentelor automobilului, regimul de deplasare, caracteristicile căii de rulare, stilul de conducere al conducătorului).

Consumul de combustibil poate fii analizat fie cercetând numai motorul automobilului și, în acest sens sunt definiți doi parametrii: consumul orar C și consumul specific , fie cercetând consumul de combustibil al automobilului, luat ca ansamblu și, în acest caz se definesc tot doi parametrii: consumul, în kilograme, raportat la o suta kilometri parcurși, .

Funcționarea economică a motorului se apreciază după consumul specific și consumul orar de combustibil C.

Consumul specific reprezintă cantitatea de combustibil, în grame necesară unui motor pentru a obține un W din puterea sa, timp de o oră, la un anumit regim de lucru și este exprimat in [g/kWh].

Curba consumului specific se aproximează cu o parabolă de tipul:

în care: reprezintă randamentul efectiv – =0.28…0.42;

reprezintă puterea calorică inferioară a combustibilului

pentru MAC

Se adoptă =0.40 si .

Exemplu:

Cu valorile medii ale coeficienților și pentru turația

n = 2000 rot/min rezultă (tabelul ):

Consumul orar reprezintă cantitatea de combustibil, consumată de motor în timp de o oră și este exprimată în kilograme pe oră.

Curba consumului orar de poate determina cu formula următoare:

cu și corespunzătoare lui .

Exemplu pentru turația n=2200 rot/min:

– turație de ralanti, – turația la putere maximă.

Tabelul Caracteristica externa a motorului

Capitolul 4. Determinarea vitezei maxime a automobilului

Viteza maximă reprezintă viteza reală în km/h cu care se poate deplasa autovehiculul de transport rutier pe un drum orizontal în condiții normale de aderență, la treapta superioară din cutia de viteze și încărcat cu sarcina maxima utilă.

Viteza teoretică de deplasare se exprimă astfel:

sau

în care: – reprezintă raza de rulare a roții motoare [m]; n – reprezintă turația motorului [rad/sec].

Viteza reală de deplasare se determină experimental ținînd seama și de patinarea roților.

Pentru determinarea vitezei maxime pe care o poate atinge autovehiculul se consideră că puterea la puterea la roată maximă (, ) trebuie să echilibreze sume puterilor necesare învingerii rezistenței la rulare (f, ,) și rezistenței aerului (kA):

În ecuația dată mărimile au următoarele semnificații:

reprezintă randamentul transmisiei;

reprezintă puterea maximă a motorului ;

G reprezintă greutatea totala ;

F reprezintă coeficientul de rezistență la rulare care ia în considerare toate pierderile de energie datorate frecării dintre pneu și suprafața drumului și cele datorate frecărilor interioare din pneu; frecarea dintre pneu și drum în timpul rulării este datorată cauciucului și drumului în zona de contact;

k reprezintă coeficientul aerodinamic;

A reprezintă aria secțiunii maxime a autovehiculului.

Randamentul transmisiei ()

Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roților motoare ale acestuia.

Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate frecărilor din lagăre, etanșării, angrenării roților dințate etc. Aceste pierderi sunt evaluate cu ajutorul randamentului transmisiei.

,

în care:

este puterea la roțile motoare;

este puterea efectivă a motorului;

este puterea efectivă a motorului;

este momentul efectiv al motorului;

este puterea pierdută prin frecare în transmisie;

este raportul total de transmitere.

Când este cunoscută schema cinematică a transmisiei și randamentele corespunzătoare fiecărui subansamblu (cutie de viteze, transmisie centrală, transmisie finală), randamentul total al transmisiei se poate determina astfel:

în care:

este randamentul cutiei de viteze;

este randamentul cutiei de distribuție (dacă este cazul);

este randamentul transmisiei cardanice;

este randamentul transmisiei centrale;

este randamentul transmisiei finale (dacă este cazul).

Valorile medii ale acestor randamente se obțin prin determinări experimentale asupra autovehiculelor și au următoarele valori:

cutia de viteze:

(în treapta de priză directă);

(în celelalte trepte);

reductor distribuitor:

transmisia cardanica:

transmisia principală: pentru transmisii principale simple

pentru transmisii principale duble;

Randamentul transmisiei se poate determina pe cale experimentală prin măsurarea simultană a momentelor de torsiune la arborele cotit al motorului și la roțile motoare utilizând relația:

Calculul randamentului maxim al transmisiei se mai poate determina după numărul perechilor de roți dințate aflate în același timp în angrenare, cunoscând schema cinematică a transmisiei adoptată în prealabil:

în care: este randamentul angrenajelor cilindrice;

este randamentul angrenajelor conice;

n1 și n2 reprezintă numărul de perechi de roți dințate cilindrice, respectiv conice aflate simultan în angrenare.

Pentru calcule preliminare se poate adopta =0,82…0,92 (limita inferioară este pentru autovehicule de transport grele prevăzute cu cutii de distribuție sau cu reductor central în două trepte).

Randamentul transmisiei depinde de o serie de factori, cum sunt: cantitatea, calitatea și temperatura lubrifiantului din carterele organelor transmisiei, calitatea pieselor (precizia execuției și rigurozitatea suprafeței) și precizia montajului.

Micșorarea randamentului are loc pe durata exploatării autovehiculului ca urmare a uzurii pieselor, uzură ce contribuie la creșterea jocurilor și a angrenărilor incorecte cu consecințe asupra măririi frecărilor și, deci a creșterii pierderilor de putere în transmisie.

Coeficientul de rezistență la rulare (f)

Până în prezent relațiile utilizate pentru calculul coeficientului de rezistență la rulare f au la bază determinări experimentale. Astfel, s-au elaborat mai multe variante de calcul, după cum urmează:

Varianta 1: ,

unde: v – viteza de deplasare, ,

– coeficientul de rezistența la rulare pentru viteza nulă,

și – coeficienții care au valorile exemplificate in tabelul

Parametrii pentru calculul coeficientului de rezistența la rulare

Varianta 2:

În relația se consideră .

, în care și

sau

, în care și

Varianta 3:

Pentru coeficientul de rezistență la rulare se poate adopta o valoare medie exemplificată în funcție de tipul ți starea căii de rulare, în tabelul

Coeficientul de rezistență la rulare f se poate calcula cu una din variantele expuse anterior, o exemplificare a calculului cu relația se prezintă în continuare.

Se adoptă din tabelul 4.1.:

– coeficient de rezistență la rulare pentru viteza nulă

Coeficientul aerodinamic (k) se exprimă prin relația:

, unde:

=1,225 este densitatea aerului la temperatura mediului ambiant de t=C și presiunea atmosferică de p=1 atm=760 mmHg

k=0,6125=0,6125 0,30 = 0,183

Coeficientul de rezistență a aerului ține seama de rezistența la înaintare datorită formei autovehiculului, care determină formarea turbioanelor de aer în jurul caroseriei. Valorile acestui coeficient sunt exemplificate în tabelul 4.3. în funcție de tipul autovehiculului și a formei sale.

Valorile coeficienților de rezistență a aerului

Aria secțiunii maxime transversale a autovehiculului (A) se poate determina după desenul de ansamiblu, în cedere frontală, sau pe cale experimentală prin proiectarea umbrei autovehiculului pe un ecran vertical.

O determinare suficient de exactă se face cu formula:

,

în care: E = 1567 mm reprezintă ecartamentul mediu al autovehiculului;

H = 1695 mm reprezintă înălțimea autovehiculului;

reprezintă un coeficeint de corecție (în medie, se poate considera = 1).

= = 2,66

În cazul în care pentru calculul coeficientului de rezistență la rulare f se utilizează relația

, relația după care se determina viteza maximă

devine:

Dacă se notează cu:

și

se determină viteza maximă ca rădăcină a ecuației de gradul trei:

unde termenii B și C sunt:

Valoarea vitezei maxime este:

= 48,83 m/s

=48,83 m/s ∙ 3,6 = 175,78 km/h

Valoarea vitezei maxime obținute anterior se verifică cu valorile din tabelul ….

Valorile medii ale vitezelor maxime de deplasare

Capitolul 5. Determinarea rapoartelor de tramsmitere din cutia de viteze

Funcționarea automibilului în condiții normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistențelor la înaintare fiin foarte mare. În aceste condiții rezultă că la roțile motoare ale automobilului necesarul de forță de tracțiune și de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru a putea acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici, transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp.

Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze presupune parcurgerea următoarelor etape:

determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale

determinarea raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze ;

stabilirea rației după care se face împarțirea în trepte q;

stabilirea numărului de trepte i și aflarea rapoartelor de transmitere pentru celelalte trepte ale cutiei de viteze .

Stabilirea raportului de transmitere al transmisiei principale (raport de demultiplicare obținut în afara cutiei de viteze CV) se face în condiția obținerii vitezei maxime, plecând de la relația: , în care:

reprezintă viteza unghiulară a roții [1/s];

reprezintă viteza unghiulară a motorului [1/s];

reprezintă viteza maximă de deplasare a autovehiculului [m/s];

reprezintă raza de rulare a roții motoare [m];

reprezintă turația motorului la viteza maximă [rot/min].

În urma înlocuirii în relația initial, se obține valoarea raportului de transmitere al transmisiei principale

în care turația corespunzătoare vitezei maxime este:

,unde este turația numinală a motorului

3000 = 3150

Determinarea raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze

Raportul de transmitere din prima treaptă a cutiei de viteze se calculează în funcție de panta maxima (), fără cutie de distribuție .

Acest raport de transmitere trebuie să îndeplinească condiția ca forța maxima la roată să fie mai mare decât rezistența la înaintare pe panta maxima, caracterizată de coeficientul rezistenței totale a drumului și forța la roată să nu depașească vaoarea aderenței roților motoare pe panta maxima.

în care: G este greutatea totală a autovehiculului [N];

este raza de rulare a roții motoare [m];

este momentul maxim al motorului [Nm];

este randamentul transmisiei;

este coeficientul de încărcare dinamică;

este greutatea ce revine punților motoare [N];

este coeficientul de aderența, adoptat din tabelul 5.1.

Valorile medii ale coeficientului de aderență

Membrul stâng al inecuației este:

în care:

f = 0,017 este coeficientul de rezistență la rulare și se allege din tabelul 2.4.2.

Greutatea aderentă se calculează pentru un autovehicul 4×4 și are următoarea formula:

Membrul drept al inecuației este:

în care: este coeficientul de aderență, adoptat din tabelul 2.5.1.

Se adoptă = 4,3.

Se recalculează unghiul rampei maxime pe care o poate urca autovehiculul cu raportul de transmitere în treapta I = 4,3.

de unde rezultă că .

Dacă se consideră că schimbarea treptelor de viteză se face instantaneu, rapoartele de transmitere din cutia de viteze formează o serie geometrică a cărei relație este:

Numărul minim de trepte se calculează folosind relația:

Se adoptă n=6 trepte de viteze, ultima treapta fiind subunitară, utilizându-se o cutie de viteze cu suprapriză.

Aceasta ultimă treaptă nu este considerate în performanțele dinamice, deoarece, datorită alungirii curbei puterii, puterile disponibile sunt relative scăzute, deci performanțele automobilului sunt influențate negativ.

Ea reprezintă o treaptă economică utilizată la deplasarea cu viteze constant mari, oferind totodată și posibilitatea unor ușoare demaraje sau abordarea unor pante mici.

Deplasarea autovehiculului în treapta de supraviteză prezintă următoarele avantaje:

micșorarea uzurii motorului, deoarece la aceeași viteză de deplasare a autovehiculului acesta funcționează la o turație mai redusă decât în treapta de priză directă;

scăderea consumului de combustibil datorită faptului că pentru aceeași viteză, motorul ca funcționa la o turație mai apropiată corespunzătoare consumului specific optim;

creșterea vitezei maxime de deplasare pe drumurile cu rezistență specifică redusă, dacă motorul nu este prevăzut cu un regulator limitator de turație

Pentru suprapriză, rația de etajare a cutiei de viteză, se recalculează cu relația:

Rapoartele de transmitere în celelalte trepte se calculează cu relația:

Rezultând următoarele valori:

Valorile calculate ale rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

Pentru treapta de suprapriză, raportul de transmitere care se obține cu ajutorul are valori pre amici. De aceea, la proiectare raportul de transmitere se adoptă între limitele: .

Se calculează viteza maxima în fiecare treaptă cu relația:

– viteza maxima în treapta I;

– viteza maxima în treapta a II-a;

– viteza maxima în treapta a III-a;

– viteza maxima în treapta a IV-a;

– viteza maxima în treapta a V-a;

– viteza maxima în treapta a VI-a;

Cu valorile vitezelor pe trepte și a turațiilor de schimbare corespunzătoare se trasează diagram treptelor de viteze ale autovehiculului, numită și diagram ferăstrău (figura ).

Relațiile de calcul pentru rația de etajare și raportele de transmitere s-au determinat considerând că trecerea dintr-o treaptă în alta se face instantaneu. În condiții reale, trecerea de la o treapta la alta, se realizează într-un interval de timp care depinde de tipul cutiei de viteze, tipul motorului și îndemânarea conducătorului auto.

Capitolul 6.Bilantul de tractiune

Bilantul de tractiune reprezinta echilibrul fortelor care actioneaza asupra autovehiculului la miscarea rectilinie pe un drum oarecare,avand admisia plina intr-o treapta oarecare a cutiei de viteze,respective forta totala la roata FR echilibreaza suma tuturor rezistentelor la inaintare:

FRi = Rri + Rp + Rai + Rdi

in care:

FRi = cu Mei = f(ni)

Rri = Gfi

fi = f0 + f02 3.62 vi2

Rai = K S vi2

Rdi = FRi – (Rr + Rp + Ra)

Rr – rezistenta la rulare ;

Rp – rezistenta la panta ;

Ra – rezistenta aerului ;

Rd – rezistenta la demarare ;

Pentru turatia ni = 2100 din treapta I de viteza conform tabelelor de viteze aceste marimi sunt:

FR2100 = N

Rr2100 = 23050 0,016326 = 376,3 N

f2100 = f0 + f02 3.62 vi2 = 0,016326 N

Ra2100 = 0,183 2,67 7,572 = 27,98 N

Rd2100 = 8633,29 – (376,3 + 6433,51 + 27,98) = 1795,47 N

Pe baza valorilor din tabelul … se traseaza diagram bilantului de tractiune in treapta I de viteza.

Capitolul 7 . Bilantul de putere

Bilantul de putere al autovehiculului reprezinta echilibrul dintre puterea la roata PR si suma puterilor necesara invingerii rezistentelor la inaintare intr-o treapta oarecare a cutiei de viteza.

Pentru turatia ni cuprinsa in intervalul de calcul [nmin…nmax] avem :

PRi = Pri + Pp + Pai + Pdi

PR = FR vi

Pri = G vi

Pai = k A vi3

Pdi = PRi –(Pr + Pp + Pa )

PR – puterea la roata ;

Pr – puterea disipata la rulare ;

Pd – puterea constmata datorita rezistentei la demarare;

Pp – puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei ;

Pa – puterea pentru invingerea rezistentei aerului ;

Pentru turatia ni=2100 din treapta a II-a de viteza conform tabelelor de viteze aceste marimi sunt:

PR2100 = 5983,07 10,92 = 65335,55 W

Pr2100 = 23050 0,016561 10,92 = 4168,4 W

Pa2100 = 0,183 2,67 10,922 = 636,27 W

Pd2100 = 60530,87 W

Pe baza datelor din tabelele …………… s-a trasat diagrama bilantului de putere in treapta II de viteza.

Capitolul 8. Caracteristica fortei la roata

Curba de variatie a fortei motoare la roata FR pentru fiecare treapta a cutiei de viteza in functie de viteza v de deplasare a autovehiculului FR = f(v) ,se numeste caracteristica de tractiune sau caracteristica fortei la roata.

Construirea caracteristicii fortei la roata se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului ,pornind de la curba puterii effective sau de la curba momentului efectiv,cu relatiile:

FR= sau FR=

unde: Mek este momentul efectiv al motorului la turatia k ;

i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale ;

ik este raportul total al transmisiei ;

rr este raza de rulare a rotii motoare ;

Pek este puterea efectiva a motorului la turatia k ;

v este viteza de deplasare.

Pe baza datelor din tabelele …………… s-a trasat diagrama bilantului de putere in treapta II de viteza.

Capitolul 9 . Caracteristica de putere la roata

Curba de variatie a puterii la roata PR pentru fiecare treapta a cutiei de viteze in functie de viteza v de deplasare a autovehiculului PR=f(v),se numeste caracteristica de putere.

Caracteristica se face pornind de la caracteristica externa a motorului prin schimbarea turatiei n din abscisa, cu viteza de deplasare a vehiculului v.

Legatura dintre aceste marimi este data de relatia :

Vk =

unde: rr este raza de rulare [m];

nk este o turatie din intervalul de turatii nmin……..nmax a motorului [rot/min];

i0 este raportul de transmitere din transmisia centrala;

icvi este raportul de transmitere din treapta I a cutiei de viteze;

vk este viteza de deplasare corespunzatoare turatiei nk in treapta I a cutiei de viteze[m/s] .

Pe baza datelor din tabelele …………… s-a trasat diagrama caracteristicii de tractiune.

Capitolul 10 . Caracteristica dinamica

Forta de tractiune disponibila ,Fe = FR – Ra se utilizeaza la invingerea rezistentelor drumului si rezistentei la demarare.Ea concentreaza dinamicitatea autovehiculului si nu poate fi folosita ca indice de comparative pentru autovehiculele de greutati diferite,deoarece calitatile dinamice ale autovehiculului cu greutatea totala mai mica sunt superioare celor cu greutate totala mai mare.

Aprecierea comparative a performantelor se face cu ajutorul unui parametru adimensional ,numit factor dinamic D .Acesta prezinta raportul dintre forta de tractiune disponibila si greutatea automobilului G definit prin urmatoarea relatie :

D= =

unde: FR este forta la roata

Ra este forta de rezistenta a aerului

In figura …… este reprezentata diagrama caracteristica dinamice construita cu valorile cuprinse in tabelele ……….

Capitolul 11. Acceleratia

Cea mai folosita metoda de determinare a acceleratiei autovhiculului la o anumita viteza v pe un drum caracterizat de o anumita rezistenta totala este cea care utilizeaza caracteristica dinamica .

Luand ca punct de plecare relatia :

D=+

se deduce :

a=

Acceleratia autovehiculului caracterizeaza in general calitatile lui dinamice ,deoarece in conditii egale,cu cat creste acceleratia cu atat viteza de exploatare va fi mai mare.

In ipoteza ca autovehiculul se deplaseaza pe un drum orizontal ,pentru turatia ni ,relatia dintre a si D este:

ai=

unde: k este numarul treptei de viteza ;

este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie ;

Coeficientul de influenta al meselor in miscare de rotatie se calculeaza cu relatia:

=1 + 0.05 icvk2

Rezultand pentru fiecare treapta de viteza urmatoarele valori :

= 1.69

= 1.5

= 1.13

= 0.66

= 0.09

= -0.35

In treapta a III a pentru n=1800 rot/min acceleratia este:

a1800= = 1.301 m/s2

In figura ………. Este reprezentata diagrama acceleratiei construita cu valorile din tabelele……..

Capitolul 12 . Timpul si spatial de demarare

Posibilitatea de demarare a autovehiculului este caracterizata de acceleratie,dar pentru a avea termini de apreciere mai usor de utilizat in comparative cu alte tipuri de autovehicule este necesara determinarea spatiului si a timpului de demarare.

Print imp de demarare td se intelege timpul in care un autovehicul care pleaca de pe loc atinge 0,9 din viteza maxima.Spatiul parcurs se numeste spatiu de demarare sd.

Pentru realizarea spatiului si timpului afferent acestuia se aplica urmatoarele ipoteze simplificatoare:

motorul functioneaza pe caracteristica externa

schimbarea treptelor se face instantaneu

Pe intervalele de turatii vom avea :

ti = ti-1 + in care se numeste interval de demarare si se determina cu relatia:

= vi – vi-1)

Pentru calculul spatiului de demarare se folosesc relatiile :

sdi =si-1 +

Pentru turatia ni = 2100 in trepta I de viteza avem :

= 7.57 – 6.50) = 0.58 s

t2100 = ti-1 +

t2100 =4.01 + 0.58 =4.59 s ,

iar spatiul de demarare :

= 0.58 = 4.07 m

= s2000 +

= 12.62 + 4.07 =16.69 m