Performantele Automobilului Subaru Qutback

Economie

Performantele Automobilului Subaru Qutback

Byadmin ianuarie 1, 2024

REZUMAT

Proiectul de diplomă este structurat pe 8 capitole și subcapitole.

În capitolele 1 se face prezentarea datelor tehnice ale automobilului SUBARU Qutback 2.5i, precum și o descriere a echipsmentelor automobilului, confortului siguranței automobilelor din această marcă.

În capitolul 2 sunt date caracteristicile tehnice și dimensiunile fundamentale ale automobilului. În capitolul 3 se face calculul procesului de deplasare al automobilului, calculul rezistențelor care apar la deplasarea automobilului, calculul reacțiunilor solului asupra roților automobilului. În capitolul 4 se calculează capacitatea de tracțiune a automobilului, se determină caracteristica externă a motorului, se reprezintă graficele momentului motor și aputerii motorului cu turația. În capitolul 5 se calculează raportul de transmitere a transmisiei principale, raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze și în celelalte trepte ale cutiei de viteze, se calculează rapoartele de transmitere prin metoda analitică. În capitolul 6 se determină performanțelor automobilului, demarajul automobilului, forța de rulare a roții, caracteristica dinamică a automobilului, determinarea accelerației automobilului, determinarea timpului de demaraj, determinarea spațiului de demaraj, se face echilibrarea roții frânate, bilanțul forțelor care acționează asupra roții frânate, derminarea decelerației maxime, determinarea spațiului minim de decelerație, determinarea timpului minim de decelerat, consumul de combustibil al automobilului.

În capitolul 7 se face calculul pistonului motorului cu subcapitole: calculul capul pistonului, calculul regiunii port-segmenților, mantaua pistonului, jocurile diametrale ale pistonului, diametrul pistonului la montaj, efortul unitar termic la extremitatea capului pistonului. În capitolul 8 se face calculul sistemului de direcție cu subcapitolele: caseta de direcție cu șurub și manivelă cu bolț, caseta de direcție cușurub cu bile, caseta de direcție cu mecanism melcat, caseta de direcție cu cremalieră, calculul mecanismului de direcție propriu-zis

Proiectul începe cu titlul lucrării pe prima pagină, apoi cuprinsul, lucrarea propriu-zisă, bibliografia și partea grafică. Proiectul are date inițiale dimensiunile principale ale automobilului date prin tema de proiect. Se face calculul sistemului de direcție, calculul parametrilor tehnici și economici ai automobilului.

ORADEA LA

DATA : SEMNĂTURA

1. DATE TEHNICE SUBARU QUTBACK 2.5 i

Date Tehnice

MOTOR Model Lineartronic

Tip SUBARU BOXER, cu 4 cilindri dispusi orizontal opus, benzină, 16 valve, SOHC

Capacitate cilindrică cm 3 , 2.457

Putere maxim CP /kW/ rot/min 167 /123/ 5600

Cuplu maxim Nm / rot/min 229 / 4000

Alezaj și cursă mm, 99,5 X 79,0

Raport compresie, 10

Sistem alimentare, injecție multipunct

Capacitate rezervor în litri, 65

PERFORMANTE

Viteza maximă km / h, 198

Acceleratie (0-10 km/h) secunde, 10.4

Consum de combustibil litri la 100km

Urban, 11.3

Extra-urban, 6.7

Combinat, 8.4

Emisii CO2 (gr/km)

Urban, 262

Extra-urban, 155

Combinat, 194

TRANSMISIE

Raport transmisie fata – spate, 50/50

Rapoarte cutie de viteze ATS-Sistem de distribuție activă a cuplului

1 3.525

2 2.238

3 1.641

4 1.194

5 0.850

6 0.611

Marșarier, 2.358

Raport de transmisie final, 3.900

SASIU

Direcția: angrenaj cu cremaliera și pinion

Suspensie față: suspnsie independentă tip MacPherson cu arcuri elicoidale

Suspensie spate: suspensie independentă tip multi link cu arcuri elicoidale

Raza de bracare la anvelopă m: 5,5

Sistem de frânare față: discuri de frânã ventilate

Sistem de frânare spate: discuri de frânã

Sistem ABS: Tip 4 senzori / 4 canale cu EBD

Dimensiune anvelope: 225/60R/17

DIMENSIUNI ȘI GREUTĂȚI

Lungime, în mm: 4775

Lățime, în mm: 1820

Înălțime, în mm: 1605

Ampatament,în mm: 2745

Ecartamnt față, în mm: 1540

Ecartamnt spate, în mm: 1540

Volum portbagaj, în l: 536

Volum portbagaj,cu bancheta din spate rabătută: 1726 l

Garda la sol, în mm: 200

Masa în gol (EU), în kg, 1493

Masa maximă admisă, în kg, 1970

Echipament exterior

ECHIPAMENT INTERIOR

Sistem automat pentru aprinderea farurilor (senzor de lumini)

Faruri BI-XENON (lămpi HID) cu spalator tip "pop-up" și reglaj automat pe inălțime

Proiectoare ceață

Lampa ceață spate

Oglinzi laterale rabatabile electric cu semnalizator LED incorporat

Geamuri cu protecție UV

Stergător lunetă cu reglaj intermitent fix

Jante din aliaj 17 inchi

Trapa acționată electric cu dublă deschidere

Spoiler spate în prelungirea plafonului

Șine portbagaj exterior

Echipament interior

ECHIPAMENT EXTERIOR

Scaune și garnituri

Volan îmbrăcat în piele

Scaune din piele

Maneta pentru ridicarea scaunului (pentru scaunul șoferului)

Scaun pentru sofer cu reglare electrică pe 10 direcții (cu suport lombar)

Scaun pentru pasager cu reglare electrică pe 8 direcții

Sistem Keyless Access cu buton de pornire și cu funcția de memorare a două poziții petntru scaunul șoferului

Funcție de memorare a poziției scaunului (pentru scaunul șoferului)

Tetiere pentru scaunele din față

Sacune spate rabatabile fracționate 60/40

Scaune spate pliabile printr-o singură atingere

Buzunare pe spătarele scaunelor din față

Confort și comoditate

Geamuri actionate electric

Sistem de cheie cu telecomandă

Sistem Keyless Access cu buton de pornire

Frână de parcare electronică

Lămpi lectură

Lampă porbagaj

Oglinzi de parasolar iluminate și cu capac (pentru sofer și pentru pasagerul din față)

Cotiera centrală

Compartiment din consola centrală cu capac dublu

Suporturi frontale pentru pahare

Buzunare în portiere cu suporturi pentru sticle (pe toate portierele laterale)

centrală în spate

Deschidere din interior pentru clapeta rezervorului de combustibil

Priză de 12 V (în compartimentul din consola centrală)

4 cârlige pentru portbagaj

2 cârlige pentru bagaje

Copertina portbagaj retractabilă Suporturi pentru pahare în spate (în compartimentul din cotiera centrală din spate)

Cotiera

Spațiu de depozitare mascat (sub mocheta portbagajului)

Control climatic

Sistem de aer condiționat dual-zone cu filtru anti-praf

Fante de ventilație pentru zona din spate

Canale de pentru pasagerii din spate

Dispozitiv de degivrare stergatoare

Stergătoare de parbriz automate cu senzor de ploaie

Oglinzi retrovizoare exterioare încălzite

Dispozitive de degivrare pentru parbriz și geamuri laterale

Dispozitiv electric de dezaburire luneta cu temporizator

Sisteme multimedia și de comunicație

Sistem audio premium cu SRC CS Auto : prevazut cu o magazie pentru 6 CD-uri și 6 difuzoare

Sistem de navigație cu DVD cu Dolby Preologic : 1 Cd și 6 difuzoare

Audio McIntosh cu sistem surround sound de 5.1ch, 10 difuzoare și navigație

Butoane de control pentru satelit audio montate pe volan

Bluetooth compatibil cu sistemul hands-free

Mufa audio auxiliara (în compartimentul din consola centrală)

Mufa audio-video auxiliară (în compartimentul din consola centrală

Sistem cu cameră video retrovizoare

Control/ Instrumente

Afișaj cu cristale lichide și 4 indicatoare cu inele cu finisaje metalice

Indicator ECO

Indicator "shift up"

Display multi-informațional

Bec de atenționare pentru nivelul de ulei din motor

Volan telescopic, reglabil pe 4 direcții

Padele de schimbare a treptelor de viteză

Controlul vitezei de croazieră

MAI MULTE MOTIVE PENTRU A FI SPONTAN

Outback este pregătit să facă față oricărei provocări, chiar în acest moment. Designul multifuncțional ingenios al habitaclului sau generos ofera spațiu mai mult decât necesar pentru familie, prieteni și idei spontane. Iar suspensiile reproiectate oferă un spațiu de încărcare mai mare, astfel că Outback gestionează încărcăturile voluminoase, dar și serpentinele, cu egală abilitate.

VERSATILITATE ȘI SIGURANȚĂ

Copertina retractabilă a portbagajului Outback contribuie la menținerea bagajelor ferite de priviri indiscrete și de radiația solară. Cu structură robustă și ușoară din aluminiu, copertina se poate demonta cu ușurință pentru a permite extinderea spațiului de depozitare, prin plierea banchetei din spate cu rabatare fracționată 60/40.

FLEXIBILITATE PENTRU DEPOZITARE

Proiectarea ingenioasă este evidentă la nivelul întregului habitaclu Outback. Consola spațioasă include priza de 12 V și cotiera capitonată. Sunt prevăzute de asemenea buzunare pe spătarele scaunelor față, patru suporturi pentru pahare, buzunare spațioase în portierele față și spate, fiecare cu câte un suport pentru sticle.

Accesorii

Modelele Outback vin cu o echipare generoasă, însă, cu ajutorul accesoriilor Subaru poți personaliza autovehiculul în funcție de stilul și modul tău de viață. Fie că dorești să adaugi o notă de confort sau de funcționalitate, fie că intenționezi să-ți personalizezi autovehiculul Outback, accesoriile Subaru sunt concepute să ofere aceeași calitate și adecvabilitate ca orice autovehicul Subaru.

Apărători de noroi

Panou protecție suprafața încărcare portbagaj

Panou protecție suprafața încărcare portbagaj (rășini)

Șine și cârlig de armare pentru portbagaj

Set de compartimentare portbagaj

Protecție faț (rășini)

Protecție laterală (rășini)

Protecție spate (rășini)

Suport de transport din aluminiu

Cârlig de tractare

2.CALCULUL dinamic al automobilului subaru qutback 2.5 i

2.1.Caracteristici tehnice:

Motor:

Model Lineartronic

Tip SUBARU BOXER CU 4 cilindri dispuși orizontal opuși, cu 16 supape.

Capacitatea în cmc, 2457

Alezaj/ cursă în mm, 99.5/79.0

Putere maximă în kW (CP) la tuația în rot/min., 123 (167) / 5600

Cuplu maxim în Nm la turația în rot/min., 229 / 4000

Raport compresie, ɛ = 10

Sistem de alimentare; injecție multipunct

Capacitate rezervor în l (aprox.), 65

Perforanțe

Viteza maximă în km/h, 198

Accelerație 0-100 km/h: 10,4 secunde

Consum urban(litri/ 100km): 11,3

Consum combinat (litri/ 100km): 8,4

Consum extra-urban (litri/ 100km): 6,7

Emisii de CO2 urban (în g/km): 262

Emisii de CO2 extra-urban (în g/km): 155

Emisii de CO2 combinat (în g/km): 194

2.2. Dimensiunile principale și greutăți

Lungime, în mm: 4775

Lățime, în mm: 1820

Înălțime, în mm: 1605

Ampatament,în mm: 2745

Ecartamnt față, în mm: 1540

Ecartamnt spate, în mm: 1540

Volum portbagaj, în l: 536

Volum portbagaj,cu bancheta din spate rabătută: 1726 l

Garda la sol, în mm: 200

Masa în gol (EU), în kg, 1493

Masa maximă admisă, în kg, 1970

Fig.2.1. Dimensiunile principale

Dimensiuni de gabarit:

a). lungimea: A=4775 mm

b) înălțimea: Ha=1605 mm

c) lățimea: D= 1820 mm

B. Ampatamentul

L=2745 mm

C. Ecartamentul:

față B1 =1540 mm

spate B2 =1540mm

D. Consola

față l1 = 1020 mm

spate l2 =1010 mm

3. CALCULUL PROCESULUI DE DEPLASARE AL AUTOMOBILULUI [2];[8]

3.1. Calculul puterii transmise la roata

Se alege

3.2. Calculul forței transmise la roata

3.3. Calculul momentului motor transmis la roata

Dimensiuni pneuri față/spate, 225/R60/17

3.4. Calculul forței de tracțiune

;

3.5. Calculul rezistențelor ce apar la deplasarea automobilului

3.5.1. Calculul rezistenței de rulare

; Se alege

unde: n este numărul de persoane;

Gp – greutatea unei persoane;

Gb – greutatea bagajelor

Tabelul 3.1. Valorile medii ale coeficientului rezistenței la rulare f

3.5.2. Calculul rezistenței aerului

Se alege

Ra se calculează pentru

Tabelul 3.2. Valorile medii ale suprafeței secțiunii transversale A și ale coeficientului aerodinamic K

3.5.3. Calculul rezistenței la panta

Se alege panta

la urcarea panteiProiectarea ingenioasă este evidentă la nivelul întregului habitaclu Outback. Consola spațioasă include priza de 12 V și cotiera capitonată. Sunt prevăzute de asemenea buzunare pe spătarele scaunelor față, patru suporturi pentru pahare, buzunare spațioase în portierele față și spate, fiecare cu câte un suport pentru sticle.

Accesorii

Modelele Outback vin cu o echipare generoasă, însă, cu ajutorul accesoriilor Subaru poți personaliza autovehiculul în funcție de stilul și modul tău de viață. Fie că dorești să adaugi o notă de confort sau de funcționalitate, fie că intenționezi să-ți personalizezi autovehiculul Outback, accesoriile Subaru sunt concepute să ofere aceeași calitate și adecvabilitate ca orice autovehicul Subaru.

Apărători de noroi

Panou protecție suprafața încărcare portbagaj

Panou protecție suprafața încărcare portbagaj (rășini)

Șine și cârlig de armare pentru portbagaj

Set de compartimentare portbagaj

Protecție faț (rășini)

Protecție laterală (rășini)

Protecție spate (rășini)

Suport de transport din aluminiu

Cârlig de tractare

2.CALCULUL dinamic al automobilului subaru qutback 2.5 i

2.1.Caracteristici tehnice:

Motor:

Model Lineartronic

Tip SUBARU BOXER CU 4 cilindri dispuși orizontal opuși, cu 16 supape.

Capacitatea în cmc, 2457

Alezaj/ cursă în mm, 99.5/79.0

Putere maximă în kW (CP) la tuația în rot/min., 123 (167) / 5600

Cuplu maxim în Nm la turația în rot/min., 229 / 4000

Raport compresie, ɛ = 10

Sistem de alimentare; injecție multipunct

Capacitate rezervor în l (aprox.), 65

Perforanțe

Viteza maximă în km/h, 198

Accelerație 0-100 km/h: 10,4 secunde

Consum urban(litri/ 100km): 11,3

Consum combinat (litri/ 100km): 8,4

Consum extra-urban (litri/ 100km): 6,7

Emisii de CO2 urban (în g/km): 262

Emisii de CO2 extra-urban (în g/km): 155

Emisii de CO2 combinat (în g/km): 194

2.2. Dimensiunile principale și greutăți

Lungime, în mm: 4775

Lățime, în mm: 1820

Înălțime, în mm: 1605

Ampatament,în mm: 2745

Ecartamnt față, în mm: 1540

Ecartamnt spate, în mm: 1540

Volum portbagaj, în l: 536

Volum portbagaj,cu bancheta din spate rabătută: 1726 l

Garda la sol, în mm: 200

Masa în gol (EU), în kg, 1493

Masa maximă admisă, în kg, 1970

Fig.2.1. Dimensiunile principale

Dimensiuni de gabarit:

a). lungimea: A=4775 mm

b) înălțimea: Ha=1605 mm

c) lățimea: D= 1820 mm

B. Ampatamentul

L=2745 mm

C. Ecartamentul:

față B1 =1540 mm

spate B2 =1540mm

D. Consola

față l1 = 1020 mm

spate l2 =1010 mm

3. CALCULUL PROCESULUI DE DEPLASARE AL AUTOMOBILULUI [2];[8]

3.1. Calculul puterii transmise la roata

Se alege

3.2. Calculul forței transmise la roata

3.3. Calculul momentului motor transmis la roata

Dimensiuni pneuri față/spate, 225/R60/17

3.4. Calculul forței de tracțiune

;

3.5. Calculul rezistențelor ce apar la deplasarea automobilului

3.5.1. Calculul rezistenței de rulare

; Se alege

unde: n este numărul de persoane;

Gp – greutatea unei persoane;

Gb – greutatea bagajelor

Tabelul 3.1. Valorile medii ale coeficientului rezistenței la rulare f

3.5.2. Calculul rezistenței aerului

Se alege

Ra se calculează pentru

Tabelul 3.2. Valorile medii ale suprafeței secțiunii transversale A și ale coeficientului aerodinamic K

3.5.3. Calculul rezistenței la panta

Se alege panta

la urcarea pantei

la coborârea pantei

3.5.4. Calculul rezistenței la demaraj

; ; ;

Tabelul 3.3. Valorile orientative pentru coeficientul de inerție al maselor în mișcare de rotație și momente de inerție

3.5.5. Echilibrarea roții motoare

;

: (coeficient de rezistență la rulare)

Fig.3.1.Forțele care acționează asupra roții motoare

, unde:

Puterea de rulare

3.5.6. Echilibrarea roții conduse

Se bazează pe metoda izolării corpurilor

Fig.3.2.Forțele care acționează asupra roții conduse

Rezistența la rulare a roții conduse la viteza constantă este:

3.6. Ecuația generală de mișcare . Bilanțul de putere

;;

; ;

3.7. Ecuația de mișcare a automobilului:

pentru panta

pentru deplasarea pe drum orizontal

3.8. Ecuația bilanțului de putere:

; pentru panta

pentru deplasarea pe drum orizontal

Calculăm Fr, Pr pentru deplasarea pe drum orizontal la viteza maximă constanta

Deci

3.9. Calculul reacțiunilor solului asupra roților automobilului

Reacțiunile normale ale drumului se determină din ecuațiile de momente față de punctele A și B, de contact ale roților cu drumul: (fig. 3.3).

Fig.3.3 Calculul reacțiunilor statice

3.9.1. Calculul reacțiunilor statice G1 și G2

G1· L − Ga cosα · b + Ga sinα ·hg ═ 0

G1 ═

G2 ═

unde: G1, G2 – reacțiunile solului asupra roților

pentru un drum orizontal ( ═ 0)

G1 ═ ═ ═ 9268,6

G2 ═ ═ ═ 11407,5

unde: Ga – greutatea automobilului

b – distanța de la centru la puntea spate

a – distanța de la centru la puntea față

L – ampatamentul

Se vor calcula coordonatele centrului de greutate a și b.

a ═ ;

b ═ ;

unde : G1’ – greutatea proprie ce revin punții față

G2’ – greutatea ce revine punții spate

Din STAS, pentru tracțiune integrală :

G1’ ═ 50 %

G2’ ═ 50 %

a ═ 1680 mm

b ═ 1365 mm

Se alege hg ═ 0,600 m ═ 600 mm

panta (α ═ 30˚) ; α ═ 0,577

3.9.2. Calculul reacțiunilor dinamice

Z1 ═

Z2 ═

Considerăm ha ═ 1.200 mm, și calculăm Z1, Z2 pentru o viteză constantă a automobilului. Se alege panta α ═ 30˚.

Fig.3.4.Calculul reacțiunilor dinamice

Z1 ═

Z2 ═

Dacă ˚

Z1 ═ ; Z2 ═

Z1 ═ ═ 9268,6

Z2 ═ ═ 9370,4

Se ia în considerare și aderența X ═ φ · Z2

Z1 ═

Z2 ═

Z1 ═ ═

Z2 ═ ═

φ ═ 0,7

α ═ 30˚

Z1 ═ 6560,7 [N]

Z2 ═ 9580,7 [N]

Se calculează cu relațiile oeficienții masici m1 și m2:

m1 ═ ; m2 ═

m1 ═

m2 ═

4. Calculul capacității de tracțiune al automobilului

4.1. Caracteristica externă a motorului.

Reprezintă variația momentului motor cu turația la deschiderea complexă a clapetei de accelerație în cazul M.A.S. [2]

Fig.4.1.Caracteristica externă a motoarelor

Explicarea diagramei:

la turația minimă de funcționare stabilă a motorului minim se dezvoltă o putere Po și un moment Mo

la turația de moment maxim motorul dezvoltă momentul maxim Mmax și puterea corespunzătoare momentului maxim PM

la turația de putere maximă se dezvoltă momentul motor Mp și puterea maximă Pmax

la turația maximă se dezvoltă puterea Pn și momentul Mm

Funcționarea stabilă a motorului este între și

Funcționarea instabilă este între nmin și nM

Mărimea zonei de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de elasticitate:

sau

Pentru M.A.S., Ce=0,45……0,64, pentru M.A.C., Ce=0,55…0,75.

Variația momentului motor în zona de stabilitate este caracterizată prin coeficientul de adaptibilitate:

sau

La M.A.S., Ca=1,1….1,3

La M.A.C,. Ca=1,05…1,15.

Pentru proiectarea motorului unui automobil se pornește de la relația analitică de forma:

Se adoptă; Ce=0,60

; ;

n = 1000;1500;2000……4500;4900; 5000; 5500;6000; 6500;7000

Tabelul 4.1. – Valorile puterilor și a momentului motor la diferite turații

Fig.4.2.Caracteristica de turație a puterii și a momentului motorului

Fig.4.3. Caracteristica de turație a puterii motorului

Fig.4.4.Caracteristica de turație a momentului motor

Valorile medii ale randamentului transmisiei automate sunt:

Pentru autoturism se alege

4.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului

Se dau turația de putere maximă Mp precum și puterea efectivă P, se poate determina caracteristica externă.

4.2.1. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului prin calculul puterii la viteza maximă.

Puterea la viteza maximă Pvmax este dată de relația: [2];[8]

Puterea maximă Pmax:

Se alege pentru raportul valoarea 1,2

Deci:

DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE A TRANSMISIEI PRINCIPALE

Prin raportul de transmitere al transmisiei principale io se înțelege raportul de demultiplicare a turației ce se obține în afara cutiei de viteze și cutiei de distribuție

sau ; [rot/min]

5.1. Determinarea raportului de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze

km/h

de unde:

5.2 Determinarea rapoartelor de transmitere în celelalte trepte ale cutiei de viteze.

5.2.1. Determinarea rapoartelor de transmitere prin metoda analitică

Dacă se sortează raportul denumit rație, se poate scrie:

Dacă se consideră ultima treaptă a cutiei de viteze, treapta de priză directă , atunci: sau

Fiind determinat numărul de trepte și știind că se obține raportul de transmitere într-o treaptă k

; ; n- este numărul treptelor de viteze

; ;

Din datele tehnice ale automobilului, rapoartele treptelor de viteze 1…6 sunt preze tate în tabelul următor:

k – este treapta pentru care se calculează raportul de transmitere

în care:

[rot/min] este turația la moment maxim si se ia din notița tehnica

este randamentul total al transmisiei

PM – se calculează cu relația:

– este coeficientul total de rezistenta a drumului,

– înclinația maxima a drumului (αmax ═ 30˚)

f- coeficientul de rezistență la rulare, f=0,014;

m/s

5.2.2Determinarea vitezelor corespunzătoare treptelor de viteze

Se determină cu relațiile:

; km/h

în care:

– este viteza maximă pentru fiecare treaptă de viteze, în km/h;

– este viteza minimă pentru fiecare treaptă de viteze, în km/h;

– este turația la putere maximă; -raza dinamică a roții în m;

– este raportul total de transmitere al transmisiei și se calculează cu relația:

Viteza corespunzătoare treptei 1 de viteze la turație minimă se determină în km/h cu relația:

; km/h

raportul total de transmitere în prima treaptă,

Viteza maximă în viteza a 6-a se ia din fișa autovehiculului și este 198 km/h

Fig .5.1. Rapoartele totale de transmitere în fiecare treaptă

Fig.5.2. Diagramele vitezelor minime și maxime pentru fiecare treaptă

6. determinarea Performanțelor automobilului

6.1. Demarajul automobilului

6.1.1. Forța de rulare a roții [2];[8]

[Nm]

;

Fig.6.1. Diagrama forțelor la roata automobilului

Fig.6.2. Forța tangențială la roată pentru treapta întâi de viteză

Fig.6.3. Forța tangențială la roată pentru treapta a II-a de viteză

Fig.6.4. Forța tangențială la roată pentru treapta a III -a de viteză

Fig.6.5. Forța tangențială la roată pentru treapta a IV -a de viteză

Fig.6.6. Forța tangențială la roată pentru treapta a V -a de viteză

Fig.6.7. Forța tangențială la roată pentru treapta a VI -a de viteză

6.1.2. Caracteristica dinamică a automobilului

;

D – factor dinamic

Se pot determina următoarele:

1) viteza maximă a automobilului

deci:

Fig.6.8. Diagrama factorului dinamic al automobilului

Fig.6.9.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta întâi

Fig.6.10.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a- II -a

Fig.6.11.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a -III -a

Fig.6.12.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a- IV -a

Fig.6.13.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a- V –a

Fig.6.14.Caracteristica dinamică a automobilului pentru treapta a -VI -a

Fig.6.15. Schema de calcul a caracteristicii dinamice a automobilului

2) Determinarea lui

3) Panta maximă

4) Forța de aderență

;

Dacă se neglijează rezistența aerului:

6.1.3. Determinarea accelerației automobilului.

Fig.6.16. Diagrama accelerației automobilului

Fig.6.17. Variația accelerației automobilului în treapta întâi

Fig.6.18. Variația accelerației automobilului în treapta a- II-a

Fig.6.19. Variația accelerației automobilului în treapta a -III-a

Fig.6.20. Variația accelerației automobilului în treapta a -IV-a

Fig.6.21. Variația accelerației automobilului în treapta a- V-a

Fig.6.22. Variația accelerației automobilului în treapta a -VI-a

Fig.6.23. Determinarea accelerației automobilului

Dacă

6.1.4. Determinarea timpului de demaraj

Pentru calculul timpului de demaraj se pornește de la definiția accelerației:

de unde se deduce expresia timpului elementar:

Deoarece, [8] pentru accelerație nu există o funcție analitică de variație în raport cu viteza, a = a(v), va trebui să se recurgă, pentru integrare, la diagrama accelerației din figura 6.23, în acest scop se împarte intervalul de viteze cuprins între vmin și vmax într-un număr n suficient de mare de părți egale, fiecare interval obținut având valoarea Δv. Divizarea trebuie să fie astfel făcută încât punctele de trecere de la o treaptă de viteză la alta să coincidă cu punctele de divizare. În acest fel pe fiecare interval Δv funcțiile a sau 1/a nu vor prezenta discontinuități și relațiile folosite pentru calcule vor avea forme mai simple. Pentru fiecare punct de divizare, cunoscând valoarea accelerației a, se obține prin calcul valoarea inversului accelerațiilor 1/a. Rezultatele calculelor sunt reprezentate în figura 6.24.

La viteză maximă a automobilului, accelerația fiind nulă, inversul accelerației va fi infinit, prin urmare ne vom limita în calcul la o valoare arbitrară 0,9 vmax ca în figura 6.24. Cu aceste considerații se poate scrie expresia timpului de demaraj:

Se efectuează calculul integralei prin metoda numerică aproximativă folosind proprietatea integralei definite de a se putea calcula pe subintervale și făcând apoi însumarea:

O bună aproximație se obține dacă se folosește pentru calcul expresia:

unde valoarea este media aritmetica a valorilor 1/a la capelele intervalului oarecare [vi,vi+1],

Expresia timpului de demaraj total, td, este:

Fig.6.24. Calcul valoarea inversului accelerațiilor 1/a

Fig.6.25. Variația inversului accelerației automobilului în treapta întâi

Fig.6.26. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a- II-a

Fig.6.27. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a -III-a

Fig.6.28. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a- IV-a

Fig.6.29. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a- V-a

Fig.6.30. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a -VI-a

6.1.5. Determinarea spațiului de demaraj

Din relația: , rezultă:

; ,

Spațiul de demaraj este calculat folosind notațiile din figura 6.31.

unde :

Fig.6.31. Determinarea spațiului de demaraj

6.2. Frânarea automobilului [2];[8]

6.2.1. Echilibrarea roții frânate

Se aplică metoda izolării corpurilor, figura 6.32.[8]

Fig.6.32. Echilibrarea roții frânate

;

Unde:

Mf – momentul de frânare

Ft – forța de frânare

Ffr – forța de frânare la roată

Ținând cont de aderența, Zr=9446,96N

6.2.2. Bilanțul forțelor care acționează asupra roții frânate

Forțele care se opun deplasării automobilului sunt forța de frânare Ff, componenta greutății de-a lungul pantei Ga · sin α și rezistența aerului Ra (fig. 6.33).

Fig.6.33. Bilanțul forțelor care acționează asupra roții frânate

Pentru simplificarea expresiei se consideră forța de frânare Ff concentrată la o singură roată, de asemenea rezistentă la rulare Rr și greutatea automobilului Zr.= Ga · cos α. Ecuația de proiecții a forțelor după direcția de mișcare este:

6.2.3. Determinarea decelerației maxime

Dacă frânarea se face pe drum orizontal și dacă se neglijează rezistența aerului, decelerația maximă este:

în cazul frânării cu motorul decuplat , decelerația maximă devine:

6.2.4. Determinarea spațiului minim de decelerație

Dacă viteza finală (motorul fiind decuplat), atunci:

,

dacă vi=55 m/s, viteza maximă a automobilului

6.2.5. Determinarea timpului minim de decelerat:

; Dacă vf=0; ;

7.CALCULUL PISTONULUI

Dimensiunile principale se stabilesc din tabelul 7.1. Înălțimea regiunii port-segmenți se stabilește după ce s-a ales numărul și înălțimea segmenților. Lungimea pistonului și diametrul umerilor mantalei se stabilesc în corelație cu diametrul bolțului. Capul pistonului, regiunea port-segmenți și mantaua se supun unui calcul de verificare. Profilul radial și longitudinal se trasează în raport cu dilatările termice admise.

Tabelul 7.1. Dimensiunile caracteristice ale pistonului motorului în patru timpi

7.1. Calculul capul pistonului

Capul pistonului se verifică în ipotezele că aceasta este o placă circulară încastrată pe contur, de grosime δ constantă, cu un diametru egal cu diametrul interior al capului, Dci și încărcată cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor din cilindru pmax.

Diametrul interior al capului Dci se calculează cu formula:

[mm]

unde: a – reprezintă grosimea radială a segmentului și are valoarea a= 6 mm

( lățimea segmentului)

mm

Efortul unitar radial la extremitatea capului pistonului se calculează cu relația:

[N/m2 ]

Valoarea admisibilă a efortului unitar radial la extremitatea capului pistonului din aliaj de aluminiu este N/m2 .

7.2.Calculul regiunii port-segmenților

Secțiunea din dreptul segmenților de ungere este secțiune critică la rupere, din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului raclat de segment, de aceea se verifică la solicitarea de compresiune cu relația:

[N/m2]

unde AA reprezintă aria secțiunii reduse, care se calculează cu relația:

[mm2]

mm2

Diametrul și numărul orificiilor de evacuare a uleiului din secțiune se alege astfel încât să poată evacua uleiul de pe oglinda cilindrului. Se aleg 10 găuri cu diametru dg =1,5 mm.

N/m2

Efortul unitar în secțiunea periculoasă pentru pistoane din aliaj de aluminiu este [N/m2]. Se observă că condiția este îndeplinită.

7.3. Mantaua pistonului

Se recomandă grosimea mantalei cuprinsă în limitele ( 0,03….0,04) D.

Relația pentru calculul presiunii specifice pe manta este:

[N/m2]

unde: -reprezintă forța normală maximă;

– reprezintă aria suprafeței proiectate a porțiunii evazate;

Forța se calculează cu relația:

[N]

Aria evazării se calculează cu relația:

[mm2]

unde: ° ; mm ; Se alege

mm2

N/m2

Valoarea admisibilă a presiunii specifice pe manta este: N/m2. Se observă că presiunea specifică pe manta se încadrează în limitele admisibile.

7.4. Jocurile diametrale ale pistonului

Jocul la cald variază în lungul pistonului. El este mai mare la cap, pentru a preveni griparea și mai mic la manta pentru a preveni bătaia.

Jocul la rece la capul pistonului se calculează cu relația:

[mm]

Se alege [mm]

mm

Jocul la rece la mantaua pistonului se calculează cu relația:

[mm]

Se alege [mm]

mm

Jocul la cald la capul pistonului se calculează cu relația:

[mm]

Se alege [mm]

mm

Jocul la cald la mantaua pistonului se calculează cu relația:

[mm]

Se alege [mm]

mm

7.5. Diametrul pistonului la montaj

Diametrul pistonului al montaj se calculează cu relația:

[mm]

unde: – reprezintă coeficientul de dilatare a cămășii cilindrului, grad -1

– reprezintă coeficientul de dilatare a pistonului, grad -1

– reprezintă temperature cilindrului,

-reprezintă temperature pistonului,

– reprezintă temperature mediului ambient;

99,33 mm

7.6. Efortul unitar termic la extremitatea capului pistonului

[N/m2]

unde:

E – reprezintă modulul de elasticitate longitudinal pentru aliaje de aluminiu și are valoarea: N/m2

– pentru aliaje de aluminiu are valoarea: [l/grd]

– reprezintă diferența între temperatura centrului capului pistonului și temperatura la periferia capului pistonului și are valoarea .

Se alege:

N/m2

Suma eforturilor unitare radiale și termice la extremitatea capului pistonului trebuie să se încadreze în limitele admisibile.

Suma eforturilor unitare radiale și termice la extremitatea capului pistonului are valoarea:

N/m2

.

8. CALCULUL SISTEMULUI DE DIRECȚIE

8.1. CASETA DE DIRECȚIE CU ȘURUB ȘI MANIVELĂ CU BOLȚ

Schema cinematică a acestui mecanism este prezentată în figura 8.1. În ipoteza că pasul șurubului este constant se poate scrie, prin asemănare din triunghiurile ABC și ADE, relația de legătură între unghiul φv de rotire a volanului și deplasarea S pe generatoarea cilindrului șurubului:

Fig.8.1.

(8.1)

între unghiul de rotație β a manivelei și deplasarea S a bolțului se poate scrie relația:

S=R sin β (8.2)

R= 30mm; β=30º RAC; p0=20 mm. sin30º=0,5.

Prin definiție raportul de transmitere ic al casetei de direcție este raportul dintre variația unghiului de rotație a volanului φv și variația corespunzătoare a unghiului β de rotație a levierului casetei. Efectuând derivarea relației, rezultă:

(8.3)

Daca este înlocuit cos β cu ajutorul relației (8.2) și apoi deplasarea S o înlocuim cu ajutorul relației (8.1) se obține:

(8.4)

;

ic=9.

Se observa o descreștere a raportului de transmisie ic cu unghiul de bracare φv.

8.2. CASETA DE DIRECȚIE CU ȘURUB CU BILE

Are un randament relativ ridicat și o uzura mică în timp. Se compune din doua mecanisme distincte și anume un șurub cu piuliță și o cremalieră angrenate cu un sector dințat (fig. 8.2). Elementul motor 1 este un șurub cu mișcarea axială împiedicată de lagărele cu rulmenți conici în care se rotește și care antrenează într-o mișcare axială piulița 3. Contactul între flancurile spirelor șurubului .și piuliței se face prin intermediul unor bile ce se recirculează prin canalul 6.

Pe corpul șurubului este prelucrată o cremalieră care angrenează cu sectorul dințat 3 solidar cu axul 4 pe care se montează pârghia casetei. Mișcarea de rotație a șurubului 1 se transformă în mișcarea de translație a șurubului 2 și deci a cremalierei, mișcare transformată apoi de sectorul dințat în rotația axului 4.

Dacă se notează cu p0 – pasul constant al șurubului 1 și R – raza de divizare a sectorului dințat 3, relația de legătură între unghiul de rotație φv a șurubului și unghiul β de rotație a axului 4 este:

(8.5)

și prin derivare se obține raportul de transmitere ic al casetei:

(8.6)

având o valoare constantă pentru orice unghi de rotire a volanului.

Fig.8.2

8.3.CASETA DE DIRECȚIE CU MECANISM MELCAT

Schema cinematică a mecanismului globoidal este redată în figura 8.3. Datorita micilor modificări ale razelor, diferența Rf – R variind la o rotație completă a volanului cu 0,25…0,35 mm, a fost indicat anterior un raport ic de transmitere mediu.

Fig.8.3.

(8.7)

unde zf este numărul de dinți ai frezei melc cu care s-a executat melcul; Rf – raza cercului de divizare al frezei; R – raza manivelei; K1 – numărul de începuturi ale melcului.

Se adoptă

8.4. CASETA DE DIRECȚIE CU CREMALIERĂ

Din punctul de vedere al cinematicii casetei cu cremalieră (fig. 8.4),

Fig.8.4.

se poate pune în evidență raportul dintre viteza liniară v a cremalierei și viteza unghiulară ωv a pinionului, raport constant și egal cu raza de divizare a pinionului:

(8.8)

unde

8.5. MECANISMUL DE DIRECȚIE PROPRIU-ZIS

8.5.1. MECANISMUL DE DIRECȚIE PENTRU PUNȚI RIGIDE

Schema cinematică se vede în figura 8.5. Considerând trapezul de direcție ca un mecanism plan se definește raportul de transmitere unghiular prin relația:

(8.9)

Fig.8.5.

unde ωi este viteza unghiulară de întoarcere a roții interioare virajului și ωe – viteza unghiulara a roții exterioare virajului. Ținând seama că vitezele unghiulare sunt exprimate prin relațiile:

(8.10)

pentru trapezul din figura 8.5 se poate deduce expresia analitică a raportului de transmitere;

(8.11)

din care se obține o diagramă asemănătoare cu cea din figura 8.6.

Fig.8.6.

Se reamintește că dependența dintre unghiurile θi, si θe trebuie să satisfacă cât. mai bine relația de virare perfectă care în cazul automobilului cu două punți este:

(8.12)

unde b este distanța dintre pivoții fuzetelor iar L – distanța dintre cele două punți ale automobilelor.

8.5.2. MECANISMUL DE DIRECȚIE PENTRU PUNȚI OSCILANTE ȘI CASETĂ CU CREMALIERĂ

Schema cinematică se vede în figura 8.7. Datorită faptului că acest mecanism este spațial determinarea raportului de transmitere iT este destul de dificilă pe cale analitică. Pentru un mecanism existent se poate calcula acest raport pe cale grafo-analitică prin măsurători directe. La proiectare pentru obținerea relației optime între lungimile și pozițiile elementelor se folosesc calculatoare electronice care rezolvă ecuațiile exacte ale mișcării mecanismului ținând seama de condiția de virare perfectă

Fig.8.7

8.6. MECANISMUL DE ACȚIONARE A TRAPEZULUI DE DIRECȚIE

Acest mecanism este format din levierul casetei de direcție , bară de legătura și levierul fuzetei care rotește fuzeta în pivotul ei. Mecanismul este spațial și studiul lui se poate face prin metode analitice. Raportul de transmitere iL se definește ca raportul între viteza unghiulară a levierului casetei și viteza unghiulară a levierului fuzetei. Acest raport de transmitere este variabil cu unghiul de virare și uzual este cuprins între 0,80…1,25.

8.7. RAPORTUL DE TRANSMITERE UNGHIULAR

Se definește ca raportul iω între unghiul φv de rotire a volanului și unghiul mediu θ de bracare a roților de direcție. Este evident că raportul de transmitere unghiular este produsul rapoartelor de transmitere a tuturor mecanismelor ce compun sistemul de direcție conform relației:

și (8.13)

unde ic este raportul de transmitere al casetei, iT – al trapezului de direcție și iL – al mecanismului de acționare a trapezului dacă acesta există.

Dintre aceste rapoarte de transmitere, valoarea cea mai mare o are ic Ca valori întâlnite în practică se menționează gama iω = 20…35, valorile inferioare fiind pentru autoturisme și cele superioare pentru autocamioane.

8.8. RAPORTUL TRANSMITERII DE FORȚĂ ÎN SISTEMUL DE DIRECȚIE

Se definește ca raportul între suma forțelor ce acționează asupra celor două roți de direcție FR în punctele de contact ca suprafețele drumului la distanța r față de punctul de intersecție al axei pivotului cu suprafața drumului și forța necesară la volan Fv necesară pentru virare (fig.8. 8).

(8.14)

Forța totală care acționează asupra roților de direcție se poate determina cu relația:

(8.15)

unde Mf este momentul total necesar pentru rotația fuzetelor față de pivoții lor. Dacă se notează cu ηt randamentul total al tuturor mecanismelor direcției, între lucrul mecanic efectuat la volan și lucrul mecanic util ce realizează virarea roților există relația:

LR = ηtLv sau Mf θ = ηt Mv φv (8.16)

Ținând seama de definiția raportului de transmitere unghiular și de expresia momentului la volan Mv = Fv R, unde R este raza volanului, din relațiile (8.15) și (8.16) se obține:

(8.17)

expresia raportului de transmitere a forței. Datorită faptului că mecanismele componente ale sistemului de direcție sunt înseriate randamentul total este produsul randamentelor parțiale: ηt = ηv ηc ηl ηm unde ηv este randamentul mecanismului de comandă a casetei, ηc este randamentul casetei, ηl este randamentul mecanismului de acționare dintre caseta și brațul fuzetei și ηm este randamentul trapezului de direcție. Randamentele se pot estima prin calcule dar valorile sigure se determină experimental. Valoarea randamentelor se modifică în timpul procesului de virare deci se va lucra în calcule cu valori medii ale acestora.

Valorile întâlnite pentru raportul iF sunt cuprinse între 120 și 320.

Fig.8.8.

8.9. ELEMENTE DE CALCUL AL SISTEMULUI DE DIRECȚIE

Forțele din sistemul de direcție depind de foarte mulți parametri din care se enumeră: încărcarea automobilului, denivelările căii de rulare, viteza de mers, geometria mecanismelor direcției, caracteristicile suspensiei, unghiurile de bracare a roților. Practic, este foarte dificil să se țină seama simultan de toți acești parametri și se adoptă o metodă convențională de calcul care constă în considerarea unei forțe maxime la volan Fv max = 40 daN și automobilul la mers în linie dreaptă.

Această forță Fv max este folosită pentru calculul mecanismului de acționare a casetei, calculul mecanismului casetei și calculul mecanismului de acționare a trapezului de direcție. Pentru calculul trapezului de direcție se consideră situația cea mai grea de încărcare a acestuia, și anume în timpul frânării automobilului. În figura 8.8, sunt figurate forțele de frânare Xf1S, și Xf1d, și forța Q din bara de conexiune. Făcând ecuația de momente în raport cu pivotul fuzetei se obține:

(8.18)

; ;

Ga=18639 N; b=1365 mm; L =2745 mm; hg=600 mm; φ=0,7 ; α=30º

G1 ═ ═ ═ 9268,6

; m1 ═

m1f=0,97.

l=300 mm.

;

Q= 4489,3 N.

unde G1 este încărcarea pe puntea din fața, m1f – coeficientul de încărcare dinamică și φ – coeficientul de aderență.

Cu forța Q se determină efortul de compresiune efectiv

(8.19)

D=48 mm; d=40 mm; σa=5000 daN/cm2,

σef=812,54< σa

unde D și d sunt cele două diametre ale barei tubulare și σa – efortul admisibil al oțelului din care este confecționată bara.

Deoarece lungimea barei este mare în raport cu secțiunea, se calculează forța critică sub acțiunea căreia bara flambează:

cu (8.20)

S-a considerat situația de flambaj la care bara este articulată la ambele capete (If = C) și pentru evitarea flambajului trebuie ca Q < Qcrit. În mod analog decurge calculul, și pentru bara de legătură dintre levierul fuzetei și levierul casetei, dar pentru care forța axiala de încărcare este (v. fig.8.8 ):

(8.21)

ηc=0,8; Fvmax=400 N; R= 400 mm; r= 428 mm; p= 200mm; ic=0,85

=254,2 N.

ic fiind raportul de transmitere al casetei, ηc — randamentul casetei având valorile medii: 0,75…0,85 — pentru șurub-piuliță cu bile, 0,55…0,5 — pentru casetă cu melc, 0,65…0,75 — pentru casetă cu pinion și cremalieră.

Pentru arborele volanului de formă tubulară se face verificarea de torsiune:

(8.22)

<

La fel se procedează pentru torsiunea axului levierului casetei:

(8.23)

;

N/m2

unde d= 30 mm, este diametrul axului și celelalte notații sunt identice ca în relația (8.21).

Pentru levierul casetei (fig. 8.9) apare o solicitare de încovoiere:

(8.24)

Forța F fiind aplicată excentric la brațul c' apare și un efort de torsiune:

(8.25)

cu Wp – modul de rezistență la torsiune pentru secțiuni dreptunghiulare de forma Wp = Kt f2 g, unde K = f(f/g), se ia din tabele. în secțiunea a' apare așadar o solicitare compusă:

(8.26)

Articulațiile sferice (fig. 9.9) se verifică la presiunea de contact:

(8.27)

iar bolțul la încovoiere cu relația:

(8.28)

Fig.8.9

Privitor la calculul mecanismului casetei de direcție se folosesc relațiile specifice roților dințate, șuruburilor etc., în funcție de situația concretă data de soluția constructivă. Și în acest caz pentru evaluarea mărimii eforturilor admisibile se folosesc considerațiile de mai înainte.

8.10.SERVOMECANISME DE DIRECȚIE

8.10.1. MĂRIMEA FORȚELOR DE ANTRENARE A VOLANULUI

Dacă Mv este momentul de antrenare și R este raza volanului atunci forța la volan este dată de expresia:

(8.29)

Valoarea forței la volan, care asigură un bun control al contactului roților cu calea de rulare (așa-numitul simț al drumului), este Fv = 15 daN la 3,6 rotiri ale volanului. Valorile de forțe la volan întâlnite curent la sistemele de direcție fără servomecanism sunt cuprinse între, 2,5 daN la autoturisme și 25 daN la autocamioane. Conducătorul auto în. situații deosebite poate să dezvolte o forță de 75 daN. Normele internaționale recomandă ca pentru forțe mai mari de 20 daN să se folosească sistem de direcție cu servomecanism.

Servomecanismul sistemului de direcție trebuie să reproducă la volan toate aceste particularități în funcționarea direcției. în acest scop se recomandă un raport Kf de amplificare a servomecanismului:

(8.30)

unde Fm este forța suplimentară dezvoltată de servomecanism.

BIBLIOGRAFIE

Blaga, V., Dinamica autovehiculelor rutiere, Editura Universității din Oradea, 2002

Blaga, V., Dinamica automobilelor, Editura Universității din Oradea, 2005.

Frățilă, Gh. Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică București,1977.

Frățilă Gh.,Mariana Frățilă, Samoilă St., Automobile –Cunoaștere, Întreținere și Reglare. Editura Didactică și Pedagogică R.A. București, 1998.

Grünwald, B. Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere. Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980.

Handra-Luca, V., Organe de mașini și mecanisme, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1975.

Negrea V.D., Sandu V. Combaterea poluării mediului în transporturile rutiere. Editura Tehnică, București 2000.

Paizi, Gh., Stere, N., Lazăr, D., Organe de mașini și mecanisme, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980.

Poțincu, Gh., Hara, V., Tabacu, I. Automobile, Editura Didactică și Pedagogică București,1980.

Rădoi, M., Deciu, E., Mecanica, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1981.

Untaru, M. ș.a. Automobile, Editura Didactică și Pedagogică București,1975.

Untaru, M., Frățilă, Gh., Poțincu, Gh. ș.a. Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică București,1982.

*** Revistele Automobile Engineer, London, 2000-2010.

*** Revistele, Societe des Ingenieurs de l’Automobile S.I.A Paris, 2000-2010.

*** Revistele Automobil Technische Zeitschrift, A.T.Z. Ștutgart, 2000-2010.

*** Revistele Society of Automotive Enginners, S.A.E New-York, 2000-2010.

*** Standardele de stat (referitoare la autovehicule rutiere).

PARTEA GRAFICĂ

Schițe, scheme de calcul și cinematice, diagrame, desene de execuție și de ansamblu

Echipament exterior

Echipament interior

Fig.2.1. Dimensiunile principale

Fig.1.Caracteristica de turație a puterii și a momentului motorului

Fig.2. Caracteristica de turație a puterii motorului

Fig.3.Caracteristica de turație a momentului motor

Fig.4. Diagrama forțelor la roata automobilului

Fig.5. Diagrama factorului dinamic al automobilului

Fig.6. Diagrama accelerației automobilului

Fig.6.26. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a- II-a

Fig.6.27. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a -III-a

Fig.6.28. Variația inversului accelerației automobilului în treapta a- IV-a

Tabelul 7.1. Dimensiunile caracteristice ale pistonului motorului în patru timpi

Fig.8.1. CASETA DE DIRECȚIE CU ȘURUB ȘI MANIVELĂ CU BOLȚ

Fig.8.3. CASETA DE DIRECȚIE CU MECANISM MELCAT

Fig.8.4. CASETA DE DIRECȚIE CU CREMALIERĂ

8.5. ELEMENTE DE CALCUL AL SISTEMULUI DE DIRECȚIE