Proiectarea Unui Autoturism Avand Urmatoarele Caracteristici 5 Locuri, Viteza Maxima de 200kmh, Panta Maxima Α 20º, Echipat cu Un Motor M.a.s., Masa Utila Mu=525kg

Proiectarea unui autoturism având următoarele caracteristici: 5 locuri, viteza maximă de 200km/h, panta maximă: α 20º, echipat cu un motor m.a.s., masa utilă mu=525kg .

CUPRINS

CAP.I STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI

ORGANIZAREA GENERALĂ ȘI ALEGEREA

PARAMETRILOR PRINCIPALI

1. Alegerea parametrilor principali

1.1. Soluția de organizare generală

1.1.1. Studiul soluțiilor similare

Pentru abordarea proiectării unui nou tip de autoturism, ținând seama de datele impuse prin temă, care precizează anumite particularități legate de destinația și performanțele acestuia, este nevoie, intr-o primă etapă, să se caute un număr cât mai mare de soluții constructive, deja existente, având caracteristici asemănătoare cu cele ale autoturismului cerut. Literatura de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de autoturisme, informații legate de organizarea generală, de modul de dispunere a motorului și punților motoare, de organizarea transmisiei etc. De asemenea, sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă și proprie, tipurile sistemelor de direcție și frânare, tipul suspensiei etc.

Modele similare au fost extrase din Auto Catalog. În tabelul 1.1. se vor prezenta 10 modele de autoturisme.

Din datele extrase, referitor la soluția de organizare generală a transmisiei se desprinde că toate modele sunt cu soluția de organizare 4×2 PMF.

Analizând cu atenție toate aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare caracteristice categoriei de autoturisme cercetate se pot stabili, pentru început, prin comparare, unele date inițiale, absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar fi : organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile geometrice, greutatea autoturismului și repartizarea să pe punți, alegerea pneurilor și determinarea razei de rulare etc.

Prin tema de proiectare, s-au impus numărul de locuri (n=5) și viteza maximă (vmax=200Km/h) a autoturismului, impunerea acestor doua condiții permițând o mai mare libertate în ceea ce privește stabilirea celorlalte caracteristici ale acestuia.

Tabelul:1.1.

Fig:1.1.Variația ampatamentului automobilelor similare

Fig:1.2. Variația ecartamentului fată a automobilelor similare.

Fig:1.3.Variația consumului automobilelor similare

Fig:1.4.Variația lungimii automobilelor similare.

Tabelul:1.2.

Fig:1.5.Raportul dintre puterea maximă si masa automobilelor similare

Fig:1.6.Raportul dintre consumul si puterea maximă a automobilelor similare

Fig:1.7.Rapotul dintre viteza maximă si masa automobilelor similare

Fig:1.8.Raportul dintre viteza si puterea automobilelor similare.

1.2.Tendinte de dezvoltare

“Reclama este sufletul comerțului”, iată o sintagmă mult prea cunoscută, dar și mult prea folosită, încât aproape și-a pierdut substanța. Orice firmă competitivă care își propune să ocupe un loc pe o piață de consum, trebuie să apeleze la o formă sau alta de “promotion”. Publicitatea legată de automobil se face îndeosebi prin reclame la radio și televiziune, în ziare și reviste, sau prin bannere, panouri și afișe amplasate în intersecții importante; mai nou și prin concursuri ori campanii promoționale dedicate unui anume model sau eveniment. Toate aceste forme și mijloace de a te face cunoscut potențialilor clienți sunt folosite de toți constructorii auto, de dealeri și agenții de marketing, care au înțeles încă de la începuturi importanța acestor vectori de publicitate ce contribuie nu numai la creșterea vânzărilor, ci și la construirea unei imagini mentale favorabile despre un anumit tip de mașină, apelând la cele mai ingenioase tipuri de informații.

Până nu demult reclamele pentru autoturisme au avut ca element esențial de transmis potențialilor clienți, în primul rând prețul, și posibilitatea de a achiziționa o mașină în rate sau leasing. Chiar și în această situație, oarecum explicabilă pentru o piață tânără și neliniștită ca cea românească, priceperea și atenția acordată promovării produselor oferite cumpărătorului român prin reclamele pentru autoturisme, deși foarte variate, nu au fost întotdeauna și foarte reușite. Dacă unele firme preferă doar prețul, altele încearcă, în ultimul timp cu destul succes, să prezinte, pe lângă latura financiară și elemente incitante care țin de imaginea mărcii, de succesul comercial al unui anumit model sau de valoarea coeficientului de securitate rutieră al mașinii promovate.

Fără îndoială că piața auto românească, treptat, va intra într-o fază de maturizare, proces care ar putea dura în funcție de modul în care va evolua climatul economic al țării. Până una, alta, această maturizare a dus și la o creștere în calitate a publicității pentru autoturisme. Este un început care deschide calea către o piață auto competitivă și de calitate, în care să sperăm că cel mai câștigat va fi clientul.

Marile grupuri s-au angajat în ample manevre pentru a se instala mai bine pe piață și a-și completa producția. Creșterea vânzărilor aduce evident după sine economii la cumpărarea de piese. Prețul pe unitate va fi inferior, această stare de fapt permițând reducerea costurilor pentru modelele de serie mare. Totodată, se vor face investiții și în modelele originale sau de nișă, pe care clienții le doresc foarte mult. Imaginea este una de forță iar publicul este atras în show-room-uri.

Un exemplu elocvent pentru începerea maturizării pieței românesti a venit odată cu revenirea spectaculoasă pe piata românească a marcii Dacia dupa ce aceasta a fost preluată de grupul Renault care a demonstrat că Romania poate fi și o puternică producătoare de autoturisme nu numai o piata de desfacere.

2-Alegerea parametrilor principali ai automobilului

2.1.Soluțtia de organizare generala si amenajare interioară

2.1.1. Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune

Construcția autoturismului se definește prin:

– soluția de organizare generală, organizarea transmisiei și a sistemelor și amenajarea interioară;

– dimensiuni geometrice de gabarit și ale capacității de trecere;

– masa și capacitatea de încărcare;

– pneurile autoturismului.

În funcție de datele impuse prin tema de proiectare, având în vedere studiul soluțiilor similare și tendințele de dezvoltare, se pot adopta: soluția de organizare generală a autoturismului, soluția de organizare a transmisiei și a sistemelor și amenajarea interioară.

Ca soluție de organizare generală adopt caroseria în trei volume.

Dispunerea echipamentului de tracțiune se poate realiza în trei variante constructive:

a) – soluția „clasică” – motorul în față și puntea motoare în spate. Aceasta soluție se aplică, în general, la autoturismele de dimensiuni și capacități cilindrice mari;

b) – soluția „totul în față”- motorul și puntea motoare în față. Se întâlnește la autoturismele de construcție modernă în procent de 80%;

c) – soluția „totul în spate” – motorul și puntea motoare în spate.

La ora actuală, raportat la modul de dispunere al motorului pe cadru și la poziția punții motoare, pentru se utilizează trei variante constructive:

soluția “clasică”(fig 1.3), caracterizată prin dispunerea motorului în partea din față a automobilului și puntea motoare în spate. In acest caz elementele care alcătuiesc transmisia sunt așezate de-a lungul axei automobilului. Transmisia automobilelor cu punte spate motoare și motor amplasat longitudinal în față a fost mult timp considerată schema ideală de organizare a automobilelor.

Fig. 1.3 Soluția “clasică”

soluția “totul în față”, se obține prin amplasarea motorului lângă roțile din față care sunt și roțile motrice. Motorul si cutia de viteze poat fi dispuse longitudinal sau transversal. Reprezintă soluția cel mai des întâlnită la organizarea autoturimelor de serie din prezent.

Fig. 1.4 Soluția “totul în față” cu motorul așezat longitudinal

Fig. 1.5 Soluția “totul în față” cu motorul așezat transversal

soluția “totul în spate”, este caracterizată de poziționarea grupului moto-propulsor lânga roțile din spate, care sunt si roțile motrice. Modul de dispunere a motorului longitudinal (fig 1.6) sau transversal (fig 1.7) depinde în mare măsură de modul de organizare al volumului interior.

Fig. 1.6 Soluția “totul în spate” cu motorul așezat longitudinal

Fig. 1.7 Soluția “totul în spate” cu motorul așezat transversal

o alta soluție mai aparte si anume autoturismele echipate cu tracțiune integrală (fig 1.8). Datorită dezavantajelor care țin de această soluție, ea a fost considerată ca neadecvată o lunga perioada, dar în ultima vreme, datorită progreselor tehnologice și a cresterii puterii motoarelor, această soluție este din ce in ce mai des întâlnita la construcția autoturismelor de serie.

Fig. 1.8 Soluția tracțiune integrală

Adopt, ca soluție de organizare a transmisiei și a sistemelor, soluția „totul în față” cu motorul amplasat transversal. Această soluție permite cea mai bună utilizare a volumului total al caroseriei, asigurând totodată, fără soluții constructive speciale, o foarte bună maniabilitate și stabilitate pe traiectorie, datorită comportamentului constructiv subvirator care este autostabilizant. Amplasarea transversală a motorului asigură o construcție compactă a autoturismului, obținându-se un spațiu disponibil pentru pasageri mai mare decât în cazul amplasării longitudinale a motorului, la un același ampatament al autoturismului. De asemenea, transmisia principală fiind constituită dintr-un angrenaj cilindric, are randament mai mare decât transmisia principală conică utilizată în cazul dispunerii longitudinale a motorului.

Soluția mai prezintă următoarele avantaje:

– legături simple și scurte ale organelor de comanda și grupul motor-transmisie;

-pericol de incendiu redus, rezervorul de combustibil fiind montat pe consola din spate;

-permite realizarea unui portbagaj spațios;

-sistemul de răcire este simplificat;

-efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor, deoarece energia de impact este absorbită de grupul motor-transmisie;

-stabilitate ridicată în viraj;

-umplere mai bună a motorului prin montarea filtrului de aer în zona presiunii aerodinamice maxime și utilizarea carburatoarelor orizontale.

Dezavantajele acestei soluții sunt:

– se micșorează greutatea aderentă, care revine punții motoare la urcarea pantelor;

– apar complicații constructive pentru puntea față, care este punte motoare și directoare;

– motorul și transmisia sunt expuse la lovituri frontale;

– pneurile din față se uzează mai rapid.

2.1.2.Dimensiunile principale

Funcție de tipul și destinația autovehiculului definite prin tema de proiectare, ținând seama de autovehiculele similare considerate în studiul soluțiilor similare și având în vedere tendința de dezvoltare se adoptă un autovehicul care are următoarele caracteristici :

lungimea automobilului –4410mm, care reprezintă distanța dintre 2 plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului și tangente la acesta în punctele extreme din față și din spate .toate elementele din față și din spate sunt incluse în aceste 2 plane .

lâțimea vehiculului –1770mm , reprezintă distanța între 2 plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului , tangente la acesta de o parte și de alta . Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid cu excepția oglinzilor retrovizoare , sunt cuprindse în aceste plane

înălțimea vehiculului –1475mm , reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă , fără încărcătură utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise

ampatamentul –2650mm reprezintă distanța între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului .

ecartamentul – 1520/1520mm reprezintă distanța dintre centrele petelor de contact ale pneurilor cu solul .

2.1.3.Amenajarea interioară

Ușurința de conducere și confortul asigurat conducătorului autoturismului constituie factori constructivi cu rol deosebit în asigurarea securiea securității circulației. În același timp, și confortul oferit pasagerilor reprezintă o caracteristica funcțională importanta, mai ales în cazul curselor lungi sau în condiții ambientale excesive. Atât ușurința de conducere, cât și confortul, nu reprezintă parametri definibili cantitativ printr-un singur indicator numeric, fiind caracteristici calitative de sinteza.

În mod uzual, ușurința de conducere se considera a fi asigurată de geometria dispunerii scaunului conducătorului, în raport cu comenzile și cu alte elemente ale autoturismului, de mărimea eforturilor la comenzi, de vizibilitatea drumului , iar confortul și calitățile scaunului ca element izolator de vibrații și susținător al corpului cu presiune optima, de nivelul zgomotului interior, eficacitatea instalației de încălzire și ventilație a caroseriei, etanșarea caroseriei la gazele de evacuare, praf și apa.

Comoditatea conducerii și confortul călătorilor trebuiesc realizate asigurând totodată rezistența caroseriei, estetica și aerodinamica formei, la un cost acceptabil.

„Caroseria de securitate” se poate obține prin următoarele măsuri: rigidizarea construcției fără reducerea vizibilității, folosirea unei tapițerii de grosime mare pe tavan și pe pereții laterali, montarea unor mânere pentru uși și macarale pentru geamuri fără proeminente, tapisarea butucului volanului, a parasolarelor și a torpedoului, folosirea coloanei de direcție telescopice și a unui volan ușor deformabil în direcție axială, montarea parbrizului, astfel încât la deformarea caroseriei să sară în afara.

Studiul ergonomic al postului de conducere

Conform STAS 12613-88 se adopta dimensiunile postului de conducere:

unghiul de inclinare spre înapoi β=(9-33)°.Adopt β=25°;

distanța verticala de la punctul R la punctul călcâiului, Hz: Hz=(130-320) mm.Adopt Hz=250mm;

cursa orizontala a punctului R: C=200mm;

diametrul volanului: D=(330-600)mm.Adopt D=450mm;

unghiul de inclinare al volanului: α=(10-70)°. Adopt α=55°;

distanța orizontala îintre centrul si punctul călcâiului: Wx=(660-1520)mm. Adopt Wx=850mm;

distanța verticală între centrul volanului si punctul călcâiului: Wz=530…838 mm. Adopt Wz=750mm.

Fig. 2.1 Dimensiunile postului de conducere

2.2.Masa autovehiculului,repartizarea masei pe punți si determinarea coordonatelor centrului de masa

Greutatea autovehiculului este un parametru important la proiectare și reprezintă suma greutății tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia precum și greutatea încărcăturii.

În cazul automobilelor metoda recomandată pentru alegerea greutății proprii constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându-se în vedere tendințele de dezvoltare care vizează utilizarea unor soluții constructive și materiale cu mase proprii reduse,astfel că se creează premisa reducerii maselor proprii.

Astfel în urma studiului soluțiilor similare masa proprie a automobilului de proiectat se adoptă:

Masa autoturismului ( ma ) face parte din parametri generali și reprezintă suma dintre masa utilă ( mu ) și masa proprie ( mp ).

unde: N=5=este numărul de locuri din autovehicul;

=este masa bagajului suplimentar.

Masa autovehiculului este:

Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate situat în planul vertical, ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b și înălțimea hg conform STAS 6926/2-78.

Fig :2.2.Coordonatele centrului de masa

Alegerea poziției centrului de masă se poate face prin mai multe metode precum :

Utilizarea de valori în concordanță cu valorile coordonatelor centrului de masă al autovehiculelor considerate în studiul soluțiilor similare .

Utilizarea de valori medii după date oferite de literatura de specialitate.

Determinarea analitică a coordonatelor centrului de masă.

Utilizînd valori medii din literatura de specialitate se adoptă parametrul =0,47 pentru autovehiculul gol, unde : L = ampatamentul autovehiculului.

Din relația anterioară va rezulta distanța :

a=Lmm

Știind că L-a=b, rezultă că, b=2650-1245,5=1404,5 mm.

Față de masele determinate mai sus , se determină greutatea automobilului Ga , greutatea utilă Guși greutatea proprie Go cu relațiile :

Ga=ma*g =1925*10=19250N

Gu=mu*g =525*10=5250N

G0=m0*g =1400*10=14000N

Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, găsite se va determina greutatea pe puntea față cu următoarea relație:

G2 = [daN]; G2==904,75 daN

G1 = [daN]; G1= =1020,25 daN

Înălțimea hg se determină prin aceiași metodă știind că raportul: =0,35 de unde va rezulta, înălțimea centrului de greutate:

hg=0,25*2650=662,5 mm

2.3.Alegerea pneurilor si determinarea razelor roților

Roțile de automobil sînt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. 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 pneurile punții față:

Gp1= ; Gp1==510,125daN

pentru pneurile punții spate:

Gp2=; Gp2 ==452,375 daN

unde: n=2 sau 4, reprezintă numărul de pneuri ale punții;

Pentru asigurarea unei bune confortabilități puntea față trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obținerea elasticității punții față contribuie și utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mică în față decât în spate.

Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din față, se reduce rigiditatea laterală a pneului, astfel că prin sporirea deviațiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de subvirare, caracterizat de tendința de autostabilizare pe traiectoria rectilinie.

Se adoptă din literatura de specialitate, ținând cont și de soluțiile similare pneurile 205/60 R16 V cu următoarele dimensiuni principale:

Fig:2.3.Modele de pneuri

janta de măsură 6 J;

lățimea profilului balonajului 208 mm;

diametru exterior 654mm;

raza nominala 327 mm;

raza rotii libere 327mm;

clasa de viteza: V→ viteza maxima 240 km/h

Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoașterea razei de rulare, care se apreciază analitic funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare. Coeficientul de deformare depinde de presiunea din pneu și are valorile:

=0,930-0,935, pentru pneuri utilizate la presiuni mai mici de 600 Kpa

=0,945-0,950, pentru pneuri utilizare la presiuni mai mari de 600 Kpa

În cazul în care se precizează mărimea circumferinței de rulare, raza de rulare se calculează cu relația:

rr =;

Se adoptă coeficientul de deformare =0,945,

unde: rr=*r0=0,945*327=309,015 mm.

3.-Definirea condițiilor de autopropulsare

3.1.Rezistențele la înaintarea automobilului

Mișcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcția și sensul forțelor active și a forțelor de rezistență ce acționează asupra acestuia.

Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculul de tracțiune, împreună cu care condiționează performanțele autovehiculului. Cuprinde precizarea, în funcție de tipul, caracteristicile și destinația autovehiculului, a cauzelor fizice pentru forțele de rezistență ce acționează asupra autovehiculului.

3.1.1.Rezistenta la rulare

Rezistența la rulare Rr, este o forță cu acțiune permanentă datorata exclusiv rostogolirii roților pe cale, si este de sens opus sensului de deplasare al autovehiculului.

Cauzele fizice ale acestei rezistențe la înaintare sunt:

deformarea cu histerezis a pneului;

frecări superficiale între pneu și cale;

frecările din lagărele butucului roții;

deformarea căii de rulare;

percuția dintre elementele pneului și microneregularitățile căii de rulare;

efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis de pe banda de rulare pe suprafața netedă a caii de rulare.

Față de cauzele determinate, rezistența la rulare depinde de un număr mare de factori de influență, printre care semnificativi sunt:

construcția pneului;

viteza de deplasare;

presiunea aerului din pneu;

forțele și momentele ce acționează asupra roții.

În calculele de proiectare dinamică a autovehiculelor, rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenței la rulare f, care reprezintă o forță specifică la rulare definită prin relația:

,

unde: Rr – este rezistența la rulare; Fig:3.1.

Fig:3.1.

Ga cos -componenta greutății normală pe cale;

Funcție de tipul, caracteristicile și destinația autovehiculului se recomandă alegerea valorilor din domeniile marcate în diagrama de la figura 3.1.

Folosind relația: Rr = f * Ga* cos [ N ], și adoptând coeficientul rezistenței la rulare f din diagramă, f = 0,018 , pentru o cale de rulare ( cos = 1), asfaltată, în stare bună(autoturism ce rulează cu viteza maximă vmax = 200 km/h), rezultă:

Rr = 0,018* 19250 = 346,5 N

Tabelul:3.1.

Fig:3.2

3.1.2.Rezistenta aerului

Rezistența aerului ( Ra ) reprezintă interacțiunea, după direcția deplasării, dintre aerul în repaus și autovehiculul în mișcare rectilinie. Ea este o forță cu acțiune permanentă de sens opus sensului de deplasare a automobilului.

Cauzele fizice ale rezistenței aerului sunt:

repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a caroseriei;

frecarea dintre aer și suprafețele pe lângă care are loc curgerea acestuia;

energia consumată pentru turbionarea aerului și rezistența curenților exteriori folosiți pentru răcirea diferitelor organe și pentru ventilarea caroseriei.

Pentru calculul rezistenței aerului se recomandă utilizarea relației :

Ra = 1/2 * * Cx * A * v2 [ N ],

unde : – densitatea aerului ; pentru condiții atmosferice standard ( p = 101,33 * 10-3 [ N/m2 ] și T = 288 oK ) densitatea aerului este = 1,225 [ kg/m3 ] ;

Cx – coeficientul de rezistență a aerului ;

A – aria secțiunii transversale maxime [ m2 ] ;

V – viteza de deplasare a automobilului [ m/s ] ;

Notând produsul constant : 1/2 * * Cx = K [ kg/m3 ] numit coeficient aerodinamic, rezistența aerului este dată de relația:

Ra = K * A * v2 [ N ],

unde:K=0,5*1,225*Cx=0,5*1,225*0,32=0,196kg/m3,(condiții atmosferice standard ) ;

Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie cu relația :

A = B * H [ m2 ],

unde : B – ecartamentul autovehiculului [ m ]

H – înălțimea autovehiculului [ m ]

A = 1,52 * 1,475= 2,242 m2

Pentru determinarea mărimii coeficientului de rezistență a aerului Cx , vom folosi metoda comparativă, conform literaturii de specialitate, analizând valoarea acestuia la soluțiile similare propuse, și vom adopta o valoare medie. Cx = 0,32.

Ra = K * A * v2 =0,196*2,242*=1629,281 N

Tabelul:3.2

Fig:3.3.

3.1.3.Rezistenta la urcarea pantei

La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă ( Rp ) după direcția deplasării, dată de relația :

Rp = Ga * sin [ N ].

Această forță este o forță rezistentă la urcarea rampelor ( de sens opus vitezei de deplasare ) și o forță activă la coborârea pantelor.

Pentru pante cu înclinări mari ( > 35o ) expresia rezistenței la pantă este dată de relația: Rp = Ga * p [ N ]

Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcție de tipul și destinația automobilului.

Pentru cazul nostru adoptăm max = 20o ; rezultă:

Rp = Ga * sin = 19250 *sin20o =19250* 0,342 =18155,092 N

Tabelul:3.3.

Fig:3.4.

3.1.4.Rezistența la demarare

Regimurile tranzitorii ale mișcării automobilului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demaraje) și reduceri ale vitezei (frânare). Rezistența la demarare ( Rd ) este o forță de rezistență ce se manifestă în regimul de mișcare accelerată a autovehiculului.

Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre motor și roțile motoare, sporirea vitezei de translație a autovehiculului se obține prin sporirea vitezelor unghiulare de rotație ale elementelor transmisiei și roților. Masa autovehiculului în mișcare de translație capătă o accelerație liniară, iar piesele aflate în mișcare de rotație, accelerații unghiulare.

Influența asupra inerției în translație a pieselor aflate în rotație se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influență a maselor aflate în mișcare de rotație.

Rezistența la demarare este astfel dată de relația :

,

unde :ma – masa automobilului [ kg ] ;

– coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație ;

dv/dt = a – accelerația mișcării de translație a autovehiculului [ m/s2 ].

Pentru calculul rezistenței la demarare este necesară cunoașterea mărimii coeficientului de influență a maselor aflate în mișcare de rotație.

Comform literaturii de specialitate , pentru un autoturism, cu viteza maximă de 200 km/h, adoptăm momentul masic de inerție al pieselor motorului Im = 0,2 kg*m2 și momentul masic al unei roți IR = 2 kg*m2.

Din analiza datelor statistice avem: m = 0,028 și R = 0,025 .

δ=1.04+0.0025*(i_k)^2*(i_0)^2=0,908

Deoarece rezistența la rulare cât și rezistența la pantă sunt determinate de starea și caracteristicile căii de rulare, se folosește gruparea celor două forțe într-o forță de rezistență totală a căii ( R ), dată de relația :

R = Rr + Rp = Ga ( f cos + sin )

Ga * =19250*0,358=6909,41N

unde : – coef. rezistenței totale a căii ;

Pentru valorile adoptate anterior =0,018*cos20 o +sin20 o = 0,358 .

3.2.Ecuatia generala de miscare rectilinie a automobilului

3.2.1.Cazul general

Pentru stabilirea ecuației generale a mișcării, se consideră autovehiculul în deplasare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală de unghi , în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă. Luând în considerare acțiunea simultană a forțelor de rezistență și a forței motoare ( de propulsie ) din echilibru dinamic după direcția mișcării, se obține ecuația diferențială :

3.2.2.Forme particulare

Deplasarea cu viteza maxima

Din condiția realizării vitezei maxime pe o cale orizontală în stare bună se obține forma:

FRv max = 19250 * 0,018+0,5 *1,225 * 0,32* 2,242 * (200/3,6)2 =1702,7 N

Pornire din loc si/sau urcarea pantei maxime

pornire din loc cu accelerația maximă

În acest caz ecuația generală de mișcare capătă forma particulară:

unde : a1 max =2,414 m/s2.

– accelerația în prima treaptă a C.V.

FR(a1 max) = 19250 *0,018 + 1925 * 0,908* 2,4= 4569,6 N

urcarea pantei maxime

Corespunzător condițiilor formulate anterior, coeficientul rezistenței specifice a căii capătă forma:

FR max = Ga * max = 19250 * 0,358 = 6909,4 N

4 CALCULUL DE TRACȚIUNE

Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite anterior și în condițiile precizate în capitolul precedent să fie capabil să realizeze performanțele prescrise în tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.

4.1.Alegerea marimii randamentului transmisiei

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

Transmisia fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare dintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei t .

Experimentările efectuate au permis să se determine următoarele valori ale randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei :

cutia de viteze : CV = 0,97..0,98 (în treapta de priză directă ) ;

CV = 0,92..0,94 ( în celelalte trepte ) ;

transmisia principală : 0=0,92..0,94 (pentru transmisiile principale simple ) .

Deoarece valoarea globală a randamentului transmisiei depinde de numeroși factori a căror influență este dificil de apreciat, în calcule se operează cu valori adoptate din diagrama alăturată.

Am adoptat t = 0,92.

Valori recomandate pentru randamentul transmisiei

4.2.Determinarea caracteristicii exterioare a motorului

Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea autovehiculului se face prin oferta de putere și moment. Oferta se exprimă funcție de turația arborelui motor printr-un câmp de caracteristici P = f(n) și M = f(n) numite caracteristici de turație. Domeniul de ofertă este limitat de caracteristica externă ( sau caracteristica la sarcină totală ), care determină posibilitățile maxime ale motorului și în privința puterii și a momentului la fiecare turație din domeniul turațiilor de funcționare ale acestuia. Caracteristica externă se completează și cu curba consumului specific de combustibil ce = f(n).

4.2.1.Alegerea tipului motorului

Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație. Existența unei mari varietăți de motoare cu ardere internă cu piston impune alegerea unor criterii de selecție bine definite. Opțiunea pentru unul dintre tipuri are în vedere în principal modelul, caracteristicile și destinația autovehiculului.

Statisticile apreciază că pentru autoturismele de mic litraj, pentru exploatare , sunt utilizate cu precădere motoarele cu aprindere prin scânteie, cu sistem de alimentare cu combustibil prin injecție de benzină în detrimentul motoarelor cu aprindere prin compresie.

Pentru motoarele care au nevoie de o putere mare cum este în cazul de față se apreciază că avem nevoie de un motor cu aprindere prin scânteie deoarece acestea în comparație cu motoarele Diesel ofere o putere mai mare și permite o turație mai ridicată.

Avantajele motorului M.A.S cu injecție sunt urmatoarele:

oferă o plajă de turații mai mari;

un demaraj mai bun ;

pornire mai bună la temperaturi scăzute ;

zgomot și vibrații mai reduse;

solicitări mai mici ale suporților motorului datorate raportului presiunilor de lucru mai mici decât la Diesel;

4.2.2.Determinarea analitica a caracteristicii exterioare

Din definirea condițiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză maximă presupune dezvoltarea unei forțe la roată FRmax.

Din deducerea puterii ca produs dintre forță și viteză, realizarea performanței de viteză maximă, în condiții prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:

unde:

– PVmax : puterea dezvoltată de motor pentru atingerea vitezei maxime

– FRmax : forța la roată la viteză maximă;

– t : randamentul transmisiei.

Prin explicitarea analitică a forței la roată se obțin:

Adopt:

– : coeficient de elasticitate al motorului;

– : coeficient de adaptabilitate al motorului.

– : nm-turația maximă a motorului

Pe cale analitică curba de variație a puterii motorului în funcție de turație se poate obține cu relația:

unde:

–

–

–

Se verifică relația:

α+β+y=1

Curba de variație a momentului motor efectiv Me se obține pe baza relației:

iar cea a consumului specific efectiv cu relația:

unde:

– cep=315,19 g/kwh : consumul specific de combustibil la turația puterii maxime.

P(n)=APmax, unde:

ce=Bcep, unde:

Știind puterea la viteză maximă, se determină puterea maximă a motorului cu formula:

Valorile pentru ridicarea caracteristicii și graficul caracteristicii de turație exterioară sunt date în anexă.

Consumul de combustibil este definit astfel:

Consumul orar – cantitatea de combustibil în [kg] sau [ l ] consumată de motorul autovehiculului în timp de 1 ora;

Consumul specific de combustibil – consumul de combustibil în [g] pe care un motor de autovehicul îl consuma in timp de 1 ora pentru a produce o putere de 1kW:

ce=1000*(Qh/Pe) [g/kWh]

Pentru completarea caracteristicii exterioare cu curba consumului specific de combustibil se utilizeaza relația:

ce=cep*[1,2-(n/np)+0,8*(n/np)^2],

unde: cep=consumul specific de combustibil=(220-340)g/kW.

cep=300g/kW

Tabelul:5.1.

4.3.Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisie

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

Delimitarea unul astfel de câmp de caracteristici este realizată rațional în următoarele condiții:

a) motorul să echilibreze prin posibilitățile proprii întreaga gamă de rezistențe. Acest lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare.

b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare: , unde FRmax este forța la roată necesară deplasării cu viteza maximă de performanță.

c) când v → 0 rezultă o forță la roată infinită.

La viteză mică limita este dată de aderența roților cu ca1ea , unde coeficient de aderență, Gad este greutatea aderentă, respectiv greutatea ce revine în condiții de demaraj roților motoare:

,
unde mlp reprezintă coeficientul de încărcare dinamică la limita de aderență pentru puntea fața și este dat de relația:

4.3.1.Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere

Valoarea maximă a raportului de transmitere it max se obține când este cuplată prima treaptă a cutiei de viteze, soluție când autovehiculul respectiv poate să urce panta maximă și să aibă potențial de accelerație maximă la pornirea din loc. Raportul de transmitere maxim se calculează cu relația:

Valoarea minimă a raportului de transmitere se obține din condiția cinematică de realizare a vitezei maxime de performanță, când motorul funcționează la turație maximă.

4.3.2.Determinarea valorii minime a raportului de transmitere

Valoarea minimă a raportului de transmitere a transmisiei este determinată din condiția cinematică de realizare a vitezei maxime de performanță, când motorul funcționează la turația maximă. Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducerea turației cu funcționare permanentă montate în punte.

Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condițiile de viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze, valoarea raportului i0 este dată de relația:

it min== =3.66

4.3.3.Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din cutia de viteze

Cunoscând raportul de transmitere it max , cît și it min se poate determina raportul de transmitere iCV 1: iCV 1 = ==3,16

4.3.4.Determinarea numarului de trepte si calculul rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

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

Va K=

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

n; n; n; n;

unde: n => Se adoptă: n=5.

Alegerea finală a mărimii numărului de trepte se face ținându-se cont de considerente constructiv funcționale și de exploatare ale cutiei de viteze precum și de tipul și destinația automobilului..

Fiind determinat numărul de trepte și ținând cont că i=1, într-o treaptă K, raportul de transmitere este dat de relația:

iCV k= ; unde: k=1…n=numarul treptei respective

n=5=numarul treptelor de viteza

Treapta de consum economic se calculează cu relația de mai jos:

Vec=0,6*200=130

Determinarea numărului de trepte se poate face și pe cale analitică, menținându-se aceleași ipoteze ca și în cazul celeilalte metode luând într-un sistem de axe perpendiculare, unde pe abscisă se consideră viteza de deplasare notată cu “v”, iar pe ordonată se consideră viteza unghiulară .

Dependența dintre viteza unghiulară de rotație a arborelui motorului și viteza de deplasare a autovehiculului, într-o treaptă oarecare k, cu raportul de transmitere icv k, este:

Pentru stabilirea numărului de trepte, mai întâi trebuie să se cunoască raportul de transmitere pentru treapta I a cutiei de viteze ca să se poată determina celelalte rapoarte de transmitere ale cutiei de viteze. Pentru aceasta trebuie ca funcționarea motorului pe caracteristica exterioară să aibă loc într-un interval de viteze unghiulare cuprins în domeniul de stabilitate.

În plus se fac următoarele ipoteze: schimbarea treptelor de viteză învecinate sa se facă instantaneu, iar viteza maximă, într-o treaptă este egală cu viteza minimă în treapta imediat superioară.

5 BILANȚUL DETRACȚIUNE ȘI DE PUTERE

5.1 Bilanțul de tracțiune , bilanțul forței excedentare și caracteristica de tracțiune

Pe timpul mișcării rectilinii a autoturismului , bilanțul de tracțiune al autovehicululuii reprezintă echilibul tuturor forțelor care acționează asupra acestuia la mișcarea rectilinie pe un drum oarecare , având funcționarea la parametrii corespunzători ai motorului .

Pentru studiul performanțelor autovehiculului la deplasarea pe un anumit drum, caracterizat de o înclinare longitudinală și un coeficient al rezistenței la rulare f, caracteristica se completează și cu bilanțul de tracțiune dat de relația: Fr = Rr + Rp + Rc + Rd ,

care reprezintă echilibrul dinamic dintre forța motoare la roată și suma forțelor rezistente.

FR = RP +Ra + Rr +Rd unde

Rr – forța de rezistență la rulare

Rp – forța de rezistență la urcarea pantei

Rd – forța de rezistență la demarare

Ra – forța de rezistență a aerului

Pentru a rezolva probleme legate de dinamicitatea autovehiculului se propune reprezentarea bilanțului de tracțiune astfel:

Fex = Fr – Ra=Rr + Rp+ Rd

Fex =Fr –kAv2 = fGacos + Gasin + m a dv/dt

Fex – forța excedentară la roată folosită pentru învingerea rezistenței drumului și la accelerarea autovehiculului.

În continuare trebuie determinată caracteristica de tracțiune a automobilului care reprezintă curba de variație a forței la roată . funcție de viteza pentru fiecare treaptă a cutiei de viteză .

FR =

Construirea caracteristicii de tracțiune se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului pornind de al curba puterii efective sau de la curba momentului motor efectiv cu relația :

FR =

Vk =

Vk – viteza de deplasare în treapta k

itk = icvk i0

icvk –raportul de transmitere al transmisiei când este cuplată treapta k a c.v.

5.2 Bilanțul de putere bilanțul puterii excedentare și caracteristica de puterilor

Rezolvarea unor probleme legate de tracțiunea automobilului este posibil și prin studiul bilanțului dintre puterea dezvoltată la roțile motoare și puterile consumate pentru învingerea rezistențelor la înterioare .

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanțului de putere funcție de viteza automobilului pentru toate treptele cutiei de viteze.

Bilanțul de putere al automobilului reprezintă echilibrul dinamic dintre puterea la roată PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare, respectiv rezistența la rulare ( Pr ), rezistența la urcarea pantei ( Pp ), rezistența aerului ( Pa ) și rezistența la demaraj ( Pd ), dat de relația:

PR = unde :

P este puterea motorului ( din caracteristica externă )

t este randamentul transmisiei ( adoptat anterior ).

Din trasarea grafică a bilanțului de putere se obține variația puterii excedentare precum și a celorlalte puteri pierdute . Această diagramă se trasează punând în abscisă viteza autoturismului dată de relația :

V =

Deoarece studiul performanțelor automobilului se face de obicei funcție de deplasarea cu viteze constante, pe o cale orizontală în stare bună, se notează cu Pro puterea consumată pentru învingerea rezistenței la rulare pe calea orizontală bună considerată cu un coeficient al rezistenței la rulare fo = ct. pentru viteze uzuale. Deci Pro = GaxfoxV.

Bilanțul puterilor este de forma: P = PR – ( Pro + Pa ) Pex unde Pex este o putere numită excedentară față de deplasarea cu viteză pe o cale dată ( sau disponibilă ). Această putere este utilizată de automobil în următoarele scopuri: sporirea vitezei maxime, învingerea rezistențelor maxime ale căii de rulare, sporirea vitezei și învingerea rezistențelor căii.

Puterea utilizată la deplasarea cu viteză pe o cale orizontală este numită Prez și se manifestă în orice condiții ( pentru învingerea rezistenței aerului și a rezistenței la rulare apare un consum permanent de putere).

Studiul performanțelor dinamice cu ajutorul caracteristicii puterilor se face funcție de modul de utilizare a puterilor disponibile ( sau excedentare ).

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanțului de putere funcție de viteza automobilului automobilului pentru toate treptele cutie de viteze.

6 PERFORMANȚELE AUTOVEHICULULUI

6.1 Ecuația generală de mișcare

Se determină ținându-se seama de o parte de forțele de propulsie și de forțele de rezistență care se opun deplasării rectilinii a autovehiculului pe un drum cu înclinare longitudinal și în regim de demarare

Se pornește de la ecuația de tracțiune

FR = RP +Ra + Rr +Rd

FR =

Notăm = RP +Ra + Rr

Ecuația generală de mișcare are forma :

În cazul autovehiculelor cu transmisie mecanică . forța la roată variază în funcție de momentul motor potrivit relației :

FR =

it –raportul de transitere total în treapta de viteză aleasă

it =

FR =

i – momentul de inerția mecanic al pieselor motorului în mișcare de rotație

Deplasarea pe pantă maximă

; Ra se micșorează rezultă FR =

b) Demarajul în treapta I cu accelerație maximă corespunzătoare pornirii de pe loc pe calea orizontală

; ; ; Ra se neglijează

FRmax =

c) Deplasarea cu viteză maximă V = Vmax ; ; pe cale orizontală ; ; Rp = 0

6.2 Determinarea factorului dinamic și a caracteristicii dinamice

FR – R0 = G0 reprezintă forța de tracțiune disponibilă excedentară și se utilizează la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței la demarare .

Pentru compararea performanțelor dinamice ale unor autovehicule de greutate și sarcini diferie se folosește un parametru adimensional ce se numește factor dinamic care reprezintă raportul dintre forța de tracțiune excedentară Fex și greutatea totală a autovehiculului Ga .

D =

Dacă autovehicolul se deplasează cu viteze constante factorul D va fi egal cu coeficientul rezistenței totale a drumului adică :

D =

Dk = Dik +

Folosind curbele de variație ale factioruluii dinamic toate treptele din cutia de viteză se obține caracteristica dinamică a autovehiculului

6.2.1 Limitarea de către aderență a factorului dinamic

Rularea autovehiculului este posibilă dacă:

Ri FR Z rm, unde :

Ri – suma tuturor rezistențelor la puntea motoare

FR – forța motoare la roată

– coeficient de aderență

Valoarea maximă a forței la roată este limitată de alunecarea roților pe suprafața drumului și atunci limita ei superioară este.

FR max= Z m,

Factorul dinamic limită va fi:

D =

Având în vedere că patinarea apare atunci viteza este prea mică , putem să neglijăm termenul kxAxV2 , factorul dinamic devine :

D =

Înbunătățirea performanțelor autovehiculelor se obține prin creșterea factorului dinamic ce se pote realiza în mărimea raportului de transmitere principală prin reducerea greutății proprii prin construirea unor caroserii mai aerodinamice .

6.3 Determinarea parametrilor capacității de demarare ai autovehiculului

6.3.1Determinarea accelerațiilor

Pentru determinarea accelerațiilor se consideră automobilul în miscare rectilinie pe o vale orizontală în stare bună, cu un coeficient mediu al rezistenței la rulare, f.

Deci, puterea excedentară Pex va fi utilizată în acest caz numai pentru accelerare.

= fcos + sin

= 0 = f = 0.018

D = + a= ‚ ( D – ) , unde:

k- coeficient de influență a maselor aflate în mișcare de rotație

a = (D – ) ; D =

Utilizând graficul factorului dinamic funcție de vitezele de deplasare, se pot studia o serie de performanțe:

viteza maximă

Trasând o dreaptă paralelă cu abscisa la ordonata D = , intersecția ai cu curba factorului dinamic dă pe abscisă vitzeza maximă.

panta maximă

Panta maximă pe care o poate urca automobilul cu o viteză dată la o anumită treaptă a cutiei de viteze se determină astfel :

D = f cos + sin f + h [%]

h = D- f [%]

h – înălțimea pantei în procente

rezistența totală maximă

Trasând o dreaptă paralelă cu ordonata, intersecția ei cu factorul dinamic dă pe ordonată rezistența maximă pe care o învinge la o viteză oarecare.

ak = (D k – )

Determinarea timpului de demarare

Timpul de demarare reprezintă timpul necesar de creștere a vitezei autovehiculului între viteza minimă în treapta I a cutiei de viteze și viteza maximă în ultima treaptă.( Vn =0,9 Vmax ) cu condiția ca motorul să funcționeze pe caracteristica exterioară și ca schimbarea treptei să se facă instantaneu. Integrând ecuația accelerației se obține:

a =

A–scara inversă accelerației

B-scara vitezei

n- numarul de casute

În practică se trasează graficul inverselor accelerației se împarte în trapeze mici și se calculaeză timpul de demararre după care se trasează timpii de demarare funcție d viteză într-un alt grafic .

Determinarea spațiului de demarare parcurs în timpul de demarare

Se traseaza graficul timpului de demarare in fuctie de viteza de deplasare a autovehiculului, si se calculeaza similar cu timpul de demarare, cu formula:

A-scara timpului de demarare

B-scara vitezei

6.4. Determinarea parametrilor capacității de frânare aui autovehiculului

6.4.1. Determinarea deceleratiei maxime

Frânarea este procesul prin care se reduce parțial sau total viteza automobilului. Ea se realizează prin generarea în mecanismele de frânare a unei forțe de frânare la roți, îndreptată după direcția vitezei autovehiculului, dar de sens opus ei.

Deceleratia maxima, in cazul in care se franeaza rotile ambelor punti, se obtine atunci cand toate rotile ajung simultan la limita de aderenta. Deceleratia maxima obtinuta in aceste conditii poarta numele de deceleratie maxima posibila sau deceleratie maxima ideala si se exprima prin relatia:

unde: g=9.81 m/s^2 acc. gravitationala

=coef de aderenta

=unghiul de inclinare al drumului

6.4.2 Determinarea timpului de frânare

Timpul de frânare minim se detremină pornind de la relația:

[s]

sau, in cazul franarii pana la oprire (), pe cale orizontala:

[s]

in care viteza este in km/h.

6.4.3. Determinarea spatiului de franare

Dintre parametrii capacitatii de franare spatiul de franare determina in modul cel mai direct calitatile de franare in stransa legatura cu siguranta circulatiei.

La franarea ambelor punti spatiul minim de franare, obtinut cand reactiunile tangentiale ajung simultan la limita de aderenta,spatiul de franare poarta denumirea de spatiu de franare minim posibil, si se determina cu relatia :

[m]

sau, in cazul franarii pana la oprire , pe cale orizontala :

[m]

6.4.4. Determinarea fortelor de franare la puntile autovehiculului

Considerand autovehiculul in miscare rectilinie franata in conditiile in care fortele de franare la roti ating simultan limita de aderentei, reactiunile tangentiale maxime de franare sunt:

pentru rotile ambelor punti.

7 CONSUMUL DE COMBUSTIBIL

7.1 Definirea parametrilor consumului de combustibil

Funcționarea economică a motorului se apreciază după comsumul orar și consumul specific de combustibil . Consmul orar este cantitatea de combustibil consumată de motor în timp de oră și este exprimată în [kg/h]. Consumul specific reprezintă cantitatea de combustibil în grame necesară unu motor pentru a obține un kw din,puterea sa timp de oră , la un anumit regim de funcționare .

Ce =

[kg/m3]-densitatea sau masa volomică a combustibilului

Deci se obține :

Dacă se exprimă puterea, prin relația din bilanțul de putere avem :

P =

P =

P =

În tabelul de mai jos avem o evoluție a consumului de combustibil pe suta de kilometri în [l] și viteza automobilului.

CAP:II. CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA AMBREIAJULUI

Calculul ambreiajului cuprinde determinarea dimensiunilor principale în raport cu valoarea maximă a momentului motor, în funcție de tipul și destinația automobilului și de verificare la rezistență a principalelor piese componente.

1.1 Alegerea tipului constructiv

După felul legăturii de cuplare se deosebesc:

– ambreiaje mecanice, la care legătura de cuplare este reprezentată de forțele de frecare ce iau naștere în suprafețele frontale de contact ale părților conducătoare și condusă sub acțiunea unor forțe normale de apăsare dezvoltate în sisteme mecanice rigide sau elastice;

– ambreiaje hidromecanice, la care legătura de cuplare se obține printr-un lichid, după principiul de lucru al mașinilor hidraulice rotative;

– ambreiaje electomagnetice, la care legătura de cuplare este consecința unui câmp electromagnetic indus ansamblului condus de ansamblul conducător.

Ambreiajele mecanice întâlnite în construcția de automobile sunt ambreiaje cu arcuri. Partea conducătoare, legată de arborele cotit 1 al motorului, cuprinde volantul 2, de care se montează, prin șuruburile 3,carcasa 4 a mecanismului ambreiaj. Solidar în rotație cu carcasa 4, având însă față de ceasta mobilitate relativă de translație, se găsește discul de presiune 5. Pentru realizarea forței necesare menținerii stării cuplate a ambreiajului, între carcasa 4 și discul de presiune 5 sunt montate precomprimat, arcurile periferice 7, respectiv arcul central diafragmă 9.

a) b)

Fig. 1.1. Schemele de organizare constructivă a ambreiajelor mecanice cu arcuri:

a) ambreiaj cu arcuri periferice; b) ambreiajul cu arc central diafragmă;

Arcurile periferice, dispuse echidistant pe periferia discului de presiune, sunt arcuri elicoidale din sârmă trasă cu caracteristică liniară. Stările de funcționare ale ambreiajului sunt determinate prin modificarea săgeții elastice a arcurilor. Pentru aceasta, ambreiajul este prevăzut cu pârghiile de decuplare 6.

La ambreiajul cu arc central diafragmă rolul arcurilor de presiune și al pârghiilor de decuplare este îndeplinit de un disc subțire din oțel de formă tronconică, având o serie de brațe elastice formate din tăieturi. În mecanismul ambreiaj prezentat, arcul se sprijină, prin cercul bazei mari pe discul de presiune 5 și, prin reazămul 8 din zona mediană, de carcasa 4. Situarea arcului în diferite poziții în caracteristica elastică, corespunzătoare stărilor de funcționare, se obțin prin modificarea înălțimii trunchiului de con la acționarea cu o forță deformatoare asupra cercului bazei mici.

Partea condusă este reprezentată prin ansamblul discului condus 10, montat prin caneluri pe arborele 11, care, în majoritatea cazurilor, este arborele primar al cutiei de viteze. Partea de comandă este reprezentată prin pârghia 13 și prin manșonul de decupare 12.

În stare normală, ambreiajul este cuplat. Starea “normal cuplată” este efectul arcurilor de presiune 7 (fig. 1.1,a), respectiv al arcului diafragmă 9 (fig. 1.1,b), care, montate precomprimat între carcasa 4 și discul de presiune 5, în tendința de destindere, vor realiza strângerea discului condus între volant și discul de presiune.

Forțele normale de apăsare dintre suprafețele conduse și suprafețele conducătoare vor determina apariția forțelor de frecare, fiecare suprafață de frecare reprezentând o cale de legătură dintre părțile condusă și conducătoare. Forțele de frecare astfel generate, reduse în raport cu axa de rotație, dau naștere momentului capabil al ambreiajului.

Decuplarea ambreiajului se obține când în partea de comandă se dezvoltă o forță de decuplare Fd, sub acțiunea căruia manșonul de decuplare 12, deplasat axial spre stânga, va rotii pârghiile de decuplare a forțelor elastice ale arcului diafragmă 9, în sens orar. Simultan cu preluarea de către pârghiile de decuplare a forțelor elastice ale arcurilor, prin comprimarea suplimentară a arcurilor, discul de presiune 5 este deplasat axial spre stânga, până când se desface contactul cu frecare dintre părțile conducătoare și condusă. Se obține starea de debreiere (decuplarea motorului de transmisie). Ambreierea după debreiere ( recuplarea motorului de transmisie ) se obține prin anularea forței de decuplare Fd din partea de acționare, când, prin destinderea arcurilor în starea anterioară decuplării, se realizează contactul cu frecare dintre partea conducătoare și partea condusă.

La ambreiajele cu arc central diafragmă, în funcție de sensul de acționare al forței de decuplare, se disting două tipuri: ambreiajul cu arc diafragmă decuplabil prin comprimare, numit și ambreiaj de tip apăsat și ambreiajul cu arc diafragmă decuplabil prin tracțiune, numit și ambreiaj de tip tras.

Se adoptă soluția de ambreiaj mecanic, monodisc, uscat, cu arc central comprimat tip diafragmă, apăsat.

1.2. Alegerea valorilor pentru principalii parametri constructivi și de funcționare

Parametrii principali care caracterizează construcția ambreiajului se referă la coeficientul de siguranță (), presiunea specifică (), lucrul mecanic specific de patinare () și creșterea de temperatură () în ambreiaj la pornirea din loc a automobilului.

a) Coeficientul de siguranță al ambreiajului (). În timpul funcționării ambreiajelor, ca urmare a frecărilor normale din fazele de cuplare decuplare ale ambreiajului, suprafețele de frecare ale discului conduse sunt supuse uzurii. Față de construcția mecanismului ambreiaj și modul de generare a forțelor de cuplare, uzarea garniturilor de frecare determină o detensionare a arcurilor și deci o modificare a forței de apăsare. Pentru ca ambreiajul să fie capabil să transmită momentul maxim al motorului și în cazul în care garniturile de frecare sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adoptă momentul capabil al ambreiajului mai mare decât momentul maxim al motorului.

În calculele de predimensionare acest lucru este luat în considerare prin coeficientul de siguranță al ambreiajului, notat și definit ca valoare a raportului dintre mpmentul de calcul a ambreiajului și momentul maxim al motorului: , de unde se obține valoarea momentului necesar al ambreiajului:

(1.1)
Pentru valorile coeficientului de siguranță al ambreiajului, în concordanță cu valorile întâlnite la automobile similare, se recomandă pentru autoturisme cu capacitate normală de trecere, pentru autoturisme cu capacitate mărită de trecere; pentru autoturisme de competiții sportive. Valorile spre limita superioară se recomandă în cazul ambreiajelor cu arcuri elicoidale la care reducerea forței elastice este direct proporțională cu uzura garniturilor, iar valorile spre limita inferioară se recomandă în cazul arcurilor centrale diafragmă, la care forța capabilă a arcurilor este puțin influențată de modificarea săgeții de precomprimare a arcului în limita uzurilor normale.

Se adoptă . Rezultă:

.

b) Presiunea specifică (). Presiunea specifică reprezintă raportul dintre forța arcurilor de presiune și mărimea suprafeței de frecare a ambreiajului:

(1.2)
Din considerente de uzură a suprafețelor de frecare, presiunea specifică a ambreiajului se admite în următoarele limite: în cazul garniturilor din rășini sintetice impregnate cu fibre de kevlar sau fibre de sticlă și pentru cele metaloceramice.

Se adoptă pentru cele metaloceramice.

c) Lucrul mecanic specific de patinare (). Reprezintă raportul dintre lucrul mecanic de patinare și suprafața de frecare a ambreiajului:

(1.3)
Un ambreiaj este considerat satisfăcător din punct de vedere al rezistenței la uzură, dacă pentru autocamioane până la 0,5 tone; pentru autobuze și autocamioane peste 0,5 tone; pentru autoturisme.

Se adoptă .

d) Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului (). La un parcurs urban de 10 Km, frecvența cuplărilor – decuplărilor ambreiajului este de circa 100…300 ori. Se știe că în procesul cuplării și decuplării ambreiajului, o parte din lucrul mecanic al motorului se transformă, prin patinare, în căldură, ridicând temperatura pieselor metalice ale ambreiajului, din care cauză garniturile de frecare funcționează la temperaturi ridicate. Având în vedere că lucrul mecanic de patinare este mai mare la pornirea din loc a automobilului decât la schimbarea treptelor de viteză, în calcule se consideră situația cea mai dezavantajoasă, cea pornirii din loc. De asemenea, având în vedere durata procesului de cuplare (tc<1,0 s), schimbul de căldură cu exteriorul este redus, astfel că se consideră că întreg lucrul mecanic de patinare se regăsește sub formă de căldură în discul de presiune și volant. Având în vedere faptul că lucrul mecanic de patinare cel mai mare se produce la plecarea din loc a automobilului, aprecierea și compararea ambreiajelor din punct de vedere al încălzirii se face pentru acest regim.

Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune, aflate în contact direct cu planul de alunecare, cu relația:

, (1.4)
unde: este creșterea de temperatură; L – lucrul mecanic de patinare; – coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al ambreiajului; – masa pieselor ce se încălzesc; este căldura specifică a pieselor din fontă și oțel.

Ambreiajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii dacă creșterea de temperatură la pornirea din loc este între limitele .

Se adoptă .

1.3. Dimensionarea suprafețelor de frecare ale ambreiajului

Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul cărora se stabilește, prin forțe de frecare, legătura de cuplare a ambreiajului. Drept urmare suprafețele de frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legătură dintre părțile conducătoare ale ambreiajului. În aceste condiții momentul capabil al ambreiajului este momentul forțelor de frecare, dat de relația:

, (1.5)

unde: este numărul suprafețelor de frecare; n – numărul discurilor conduse ale ambreiajului; – razele exterioară, respectiv, interioară ale suprafețelor inelare de frecare; – coeficientul de frecare dintre suprafețele discurilor; F – forța normală de apăsare.

Pentru forța normală de apăsare, , unde este aria unei garnituri de frecare, momentul capabil al ambreiajului este:

(1.6)
Ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă momentul capabil este egal cu momentul necesar, , de unde rezultă:

; , (1.7)
unde .

Referitor la coeficientul c, care influențează uniformitatea de uzare radială a garniturilor, se fac următoarele precizări: valorile spre limita inferioară ale coeficientului c arată că există o diferență mare între razele suprafețelor de frecare, deci lățime mare, ceea ce are ca consecință o uzarea neuniformă a garniturilor de frecare datorită diferenței mari dintre vitezele de alunecare. În scopul utilizării uniforme, mai ales cazul automobilelor echipate cu motoare rapide, se recomandă folosirea de valori ale coeficientului c spre limita superioară. Se adoptă și . Rezultă:

și

.

Garniturile de frecare sunt piese de uzură ale ambreiajului, piese care de-a lungul duratei de utilizare sunt de mai multe ori înlocuite. Posibilitatea de înlocuire trebuie să ofere interschimbabilitatea pieselor motiv pentru care garniturile sunt realizate într-o gamă tipodimensională limitată.

Conform STAS 7793-83 și calculelor de mai sus, pentru garniturile de frecare, rezultă dimensiunile:

– diametrul exterior: ;

– diametrul interior: ;

– grosimea garniturii: .

Raza medie a garniturilor de frecare este:

(1.8)
Aria suprafeței de frecare este:

(9.9)

1.4. Calculul părții conducătoare

Calculul părții conducătoare cuprinde calculul discului de presiune, calculul arcului diafragmă și al elementelor de fixare ale discului de presiune de carcasa ambreiajului.

a) Calculul discului de presiune. Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcurilor de suprafața de frecare, componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri și eventualele pârghii de debreiere și masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului. Față de aceste funcții, predimensionarea lui se face din condiția preluării căldurii revenite în timpul patinării fără încălziri periculoase.

Asimilăm discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei:

– raza exterioară: ;

– raza interioară: .

Înălțimea necesară discului este:

(1.10)
Lucrul mecanic de patinare este dat de relația:

.

Masa discului de presiune este dată de relația:

.

Rezultă: .

Grosimea determinată reprezintă valoarea minimă; fața exterioară a discului este profilată în vederea creșterii rigidității, a generării unui curent intens de aer pentru răcire și pentru a permite legăturile cu elementele de care se cuplează.

b) Calculul arcului diafragmă. Elementele geometrice ale arcului sunt prezentate în figura 1.2.

Forțele care solicită arcul diafeagmă în cele două situații de rezemare care apar în timpul funcționării ambreiajului sunt prezentate în figura 1.3,a, pentru situația ambreiat, și în figura 1.3,b, pentru situația debreiat. Se consideră că arcul diafragmă reprezintă două elemente funcționale reunite într-o singură piesă: partea tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, și lamelele, care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debreiere.

Menținerea stării cuplate a ambreiajului la limita momentului necesar al ambreiajului proiectat este posibilă când pe suprafața de frecare se dezvoltă forța normală: (1.11)
Modelul constructiv din figura 1.4. îndeplinește în ambreiaj același rol funcțional ca și arcul diafragmă utilizând principiul suprapunerii efectelor produse în cele două elemente componente ale sale: arcul disc și pârghiile de debreiere.

Pentru calcule se folosesc următoarele notații:

– d1, d2, d3, s, H, h – dimensiunile arcului diafragmă;

– 1, 2, 3, 4 – poziția reazemelor;

– z – numărul de brațe;

– – unghiul sectorului care revine unui braț ( = 3600/z);

– F – forța de ambreiere;

– Q – forța de debreiere;

– F1, Q1 – forțele de ambreiere și debreiere ce revin unui sector al modelului (F1 = F/z, Q1 = Q/z)

Pentru simplificare se consideră pârghiile rigide și sistemul deformat până în poziția în care arcul disc este aplatizat.

Forțele F și Q determină în arcul disc momentul radial M1 și forța tăietoare T1 și în pârghii momentul de încovoiere M2 și forța tăietoare T2.

În figura 1.5. s-au trasat diagramele de momente și forțe tăietoare din arcul disc și din pârghiile modelului constructiv, precum și diagramele de momente și forțe tăietoare din arcul diafragmă obținute prin suprapunerea efectelor din elementele componente.

Se obțin următoarele solicitări maxime:

Fig:1.5.

(1.12)
(113)
(114)
1.15)

Forța F (respectiv M1, T1) determină în secțiunile arcului disc eforturile unitare axiale t și r și eforturile de forfecare (fig.1.6.). Deoarece eforturile unitare r și sunt neglijabile în comparație cu eforturile tangențiale t, calculul de rezistență al arcului se face pentru eforturile tmax folosind relația:

, (1.16)

unde: E – modulul de elasticitate al materialului; – coeficientul lui Poisson; f – deformația arcului în dreptul diametrului d2; S – grosimea discului; k1, k2, k3 – coeficienți de formă cu valorile:

; ;
(1.17)
Rezultă: , , .

Experimental s-a constatat că, în timpul deformării, generatoarele arcului disc rămân practic rectilinii, iar lamelele de debreiere se încovoaie între circumferințele d2 și d3 comportându-se ca niște pârghii încastrate în arcul disc de aceea deformațiile în timpul debreierii se vor determina în două etape: în prima etapă se calculează deformația care provine din deformația arcului disc în ipoteza că brațele sunt rigide, iar în a doua etapă se însumează deformația suplimentară de încovoiere a brațelor.

Deformația arcului disc încărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferințele de diametre d1 și d2 se face cu relația:

, 1.18)

care reprezintă caracteristica de elasticitate arcului disc în timpul cuplării.

Pentru calculul deformațiilor în timpul debreierii se folosește modelul din figura 1.7, unde:

q = q1+q2, (1.19)
cu:

=2,2 (1.20)

=0,00020 (1.21)

unde: – momentul de inerție al secțiunii lamelei; b- baza mare a lamelei; b1 – baza mică a lamelei; – coeficient de formă al lamelei.

Pentru forța Q, din condiția de echilibru a forțelor (fig. 13.), se obține:

=4394,7N (1.22)
Pentru a trasarea caracteristicii elastice a arcului diafragmă se procedează astfel:

– se verifică cu relația (1.16), efortul tangențial maxim când discul este aplatizat (f = h) și se compară cu ;

– se calculează cu mărimile din tabelul 9.1. pentru diferite valori ale săgeții cuprinse între f = 0 și f = 1,7 h;

Tabelul:1.1.

Dimensiunile geometrice ale arcului diafragmă sunt: , , , , , , . Alte valori sunt: , .

c) Calculul elementelor de legătură. Legăturile permanente ale discului de presiune sunt cu carcasa ambreiajului, de la care primește momentul de torsiune al motorului. Această legătură trebuie să asigure, în afara rigidizării în rotație a pieselor, și mobilități relative axiale necesare cuplării, decuplării și compensării uzurii garniturilor.

La legătura prin bride, calculul cuprinde calculul niturilor de fixare a bridelor elastice de carcasă și respectiv de discul de presiune cu relațiile:

– pentru strivire:

; (1.23)

– pentru forfecare:

, (1.24)
unde: – d = 6 mm : diametrul nitului;

– g = 4 mm : grosimea bridei;

– z = 5 : numărul de bride;

– Rmed = 125 mm : raza medie de dispunere a bridelor.

1.5. Calculul părții conduse

Calculul părții conduse cuprinde calculul arborelui condus, calculul legăturii dintre arborele ambreiajului și butucul discului condus și calculul arcurilor elementului elastic suplimentar.

Calculul arborelui ambreiajului. Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiția de rezistență la solicitarea de torsiune determinată de acțiunea momentului motor, diametrul de predimensionare fiind dat de relația:

(1.25)

unde: at = 130 N/mm2 – efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune.

Valoarea definitivă a diametrului se determină în funcție de dimensiunile standardizate ale arborilor canelați, diametrul Di determinat, reprezintă diametrul de fund necesar canelurilor adoptate.

Conform STAS 1769-68 se adoptă arborele canelat cu profil dreptunghiular 6X26X32.

b) Calculul îmbinării dintre butucul discului condus cu arborele ambreiajului. Calculul îmbinării dintre arbore și butuc se face pentru strivire peflancurile canelurilor cu relația:

(1.26)
unde: k=2 – coeficient de repartizare a sarcini pe caneluri; – diametrul mediu al canelurilor; – înălțimea portantă a canelurii; z = 6 – numărul de caneluri; L = 28 – lungimea de îmbinare cu butucul discului condus.

c) Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar. Pentru calculul arcurilor ce formează elementul elastic suplimentar, momentul limită care le solicită și care limitează rigiditatea lor minimă se consideră a fi momentul capabil atingerii limitei de aderență la roțile motoare ale automobilului dat de relația:

(1.27)

unde: Gad – greutatea aderentă; rd – raza dinamică a roților; = 0,8 – coeficientul de aderență; icv1 – raportul de transmitere în prima treaptă din cutia de viteză; i0 – raportul de transmitere al punții motoare.

Dacă Rmed este raza medie de dispunere arcurilor și dacă se consideră că toate arcurile participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forța de calcul este:

(1.28)

Din condiția ca amplitudinea unghiulară pe care trebuie să o admită elementul elastic să se situeze în intervalul = (7…10)0 se obține pentru săgeata arcului valoarea maximă:

(1.29)

1.6. CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA MECANISMULUI DE ACȚIONARE

Calculul sistemelor de acționare se face în scopul determinării parametrilor acestuia în condițiile în care forța de acționare exercitată de conducător asupra pedalei ambreiajului și cursa pedalei trebuie să se situeze în limite ergonomice. Calculul se desfășoară în două etape, prima etapă fiind cea de dimensionare cinematică a sistemelor de comandă. Următoarea etapă, după dimensionarea cinematică, cuprinde calculul de rezistență, când în funcție de mărimile de intrare în sistem – forța la pedală și de caracteristicile cinematice ale sistemului, se determină forțele și momentele din elementele componente, se identifică solicitările și se efectuează calculele după metodele de calcul al organelor de mașini.

1.6.1. Alegerea tipului constructiv

În timpul funcționării automobilului ambreiajul se găsește în două stări, cuplat sau decuplat. Trecerea de la starea cuplată la starea decuplată și invers se face prin intermediul mecanismului de acționare și se realizează prin introducerea la cuplare și desfacerea la decuplare a legăturii dintre părțile conducătoare și condusă.

După modul de realizare a trecerii între cele două stări, mecanismele pot fi: cu acționare directă, cu servomecanisme și automate. Mecanismele cu acționare directă reprezintă cele mai răspândite mecanisme de acționare deoarece lucrul mecanic necesat cuplării decuplării nu depășește limitele de confort de conducere, în general, efortul necesar situându-se între 50-100 N în cadrul autoturismelor și 100-150 N la celelalte și o cursă de circa 100-150 mm.

După modul de realizare a legăturii dintre organul comandat, respectiv manșonul de decuplare a ambreiajului, și organul de comandă, respectiv pedala acționată cu piciorul de către conducător, mecanismele cu acționare directă pot fi mecanice sau hidraulice.

Pentru tema de proiectare dată se adoptă mecanismul cu acționare directă, mecanic.

1.6.2. Calculul de dimensionare și verificare al mecanismului de acționare

La acest sistem adoptat (fig. 1.10), forța se transmite de la pedala 1 prin cablul 2 la furca 3, care acționează manșonul de decuplare 4. de la manșonul de decuplare forța se trensmite discului de presiune prin intermediul pârghiilor de debreiere.

Fig. 1.10. Sistem cu acționare mecanică.

Raportul de transmitere al mecanismului cu actionare mecanica este:

Seadopta:L1=200mm; L2=70mm; L3=145mm; L4=40 mm;L5=55mm;L6=18mm

=15 (1.30)

Deplasarea totala a mansonului de decuplare Sm este formata din cursa libera S si cea de lucru , necesara deplasarii discului de presiune exterior cu distanta Δh, adica

Δh=6mm;Δs=2mm

=12.5mm

unde: Δh=ΔSi, cu ΔS distanta dintre doua suprafete de frecare, I numarul suprafetelor de frecare.

Cursa totala a pedalei de actionare a ambreajului se determina cu relatia:

=150mm

Forta de apasare pe pedala Fp, necesara decuplarii complete a ambreajului se determina cu relatia:

=756,14 N

undeFm este forta necesara la manson pentru realizarea starii de decuplare a ambreajului: Fa forta de apasare arcurilor in starea decuplata a ambreajului;

=0.57- raportul de transmitere al parghiilor de debreiere

Fm=Fa/ipa=380/0.57=1326,5 N

unde Fm este forța necesară la manșon pentru relizarea stării de decuplare a ambreiajului; Fa – forța de apăsare a arcurilor în starea decuplată a ambreiajului; ipa=L6 /L5 – raportul de transmitere a pârghiei de debreiere. În cazul ambreiajului cu arc central tip diafragmă se înlocuiește raportul de mai înainte cu valoarea forței Q, determinată cu relația (1.22).