CAP.I STUDIUL SOLUTIILOR SIMILARE SI AL TENDINTELOR DE DEZVOLTARE

1.1 Solutii similare In vederea proiectarii unui tip de autovehicul trebuie sa se tina seama de datele impuse prin tema. Aceste date precizeaza particularitati legate de destinatia si performantele autovehiculului, fiind necesara nintr-o prima etapa, gasirea unor solutii constructive dj existente, ale caror caracteristici sunt asemanatoare cu cele ale auvehiculului impus prin tema de proiectare. Literature de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de autoturisme, informatii legate de organizarea generala, de modul de dispunere a motorului si puntii motoare, de organizarea transmisiei etc. de asemenea, sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utila si proprie, tipurile sistemelor de directie si franare, tipul suspensiei etc.

Tabelul 1.1. Solutiile similareNr. crtMarca si modelulMotor si transmisie

Vmax [km/h]Ampl mot. Cilindree []

DxS [mm]Rap com.Pmax[Cp (kw)/rpm]Mmax [Nm/rpm]

1Skoda Superb 191Fata1390 76*75.6 10.5 125/5000200/4000

2Volkswagen Passat 198Fata179881*86.49.5152/5000250/1500

3Peugeot 407195Fata174982.7*81.410.8116/5500163/4500

4Opel Astra 190Fata179680.5*88.210.5140/6300175/3800

5Volvo V40190Fata173183*8010.5115/5500165/4100

6Toyota Avensis195Fata159880.5*78.510.5132/6400160/4400

7Subaru Legacy 195Fata199492*7510138/5600187/4400

8Renault Megane190Fata159879.5*80.59.7110/6000151/4250

9Mitsubishi Lancer 187Fata158476*87.31098/5000150/4000

10Mazda 3200Fata199987.5*83.110150/6200187/4200

In tabelul 1.1 se prezinta, pentru segmentul autoturismelor cu performante apropiate autoturismului din tema de proiectare, principalii paramentrii constructive si ai performantelor pentru un numar de 10 modele. Analizand cu atentie toate aceste informatii si avand in vedere tendintele de dezvoltare caracteristice categoriei de autoturisme cercetate se pot stabili, pentru inceput , prin comparare, unele date initiale, absolut necesare pentru calculul de predimensionare, cum ar fi : organizarea generala, amenajarea interioara, dimensiunile geometrice, greutatea autoturismului si repartizarea sa pe punti, alegerea pneurilor si determinarea razei de rulare. Prin tema de proiectare, s-a impus viteza maxima (Vmax=195km/h) a unui autoturism cu 5 locuriTabelul 1.2. Solutiile similareNr crtMarca si modelPneuri

1.Skoda Superb205/55/R16

2.Volkswagen Passat215/55/R16

3.Peugeot 407205/60/R16

4.Opel Astra205/55/R16

5.Volvo V40195/55/R16

6.Toyota Avensis205/60/R16

7.Subaru Legacy205/55/R16

8.Renault Megane195/65/R16

9.Mitsubishi Lancer195/60/R15

10.Mazda 3205/50/R16

Tabelul 1.3. Solutiile similareNr crtMarca si modelulDimensiuni si marse

L[mm]l[mm]H[mm]Mp[Kg]A[mm]Ef[mm]Es[mm]

1.Skoda Superb 4838178314611429276115451518

2.Volkswagen Passat4765172014721492271015521492

3.Peugeot 4074763181114801455272515541510

4.Opel Astra4587175314581203270314881479

5.Volvo V404480172014101303255014501470

6.Toyota Avensis4765181014801400270015501540

7.Subaru Legacy4665173014251330267014951490

8.Renault Megane4567180415071267270315401550

9.Mitsubishi Lancer4495181014801185265015451545

10.Mazda 34460175514701335264015301515

n privina dimensiunilor geometrice, n figurile 1.1 si 1.2 se prezint analize comparative, pentru fiecare dimensiune, denumit criteriu de analiz. Pentru criteriu s-a determinat o valoare medie care cu mici modificri va fi folosit pentru reprezentarea automobilului ce urmeaz a fi proiectat.

Fig.1.1. Ampatamentul automobilelor

Mrimea ampatamentului este orientat spre valoarea aleas ca medie cu mici abateri de la aceasta pentru fiecare model n parte. (Valoarea medie: 2670mm).

Fig.1.1

Fig.1.2. Lungimea automobilelor Lungimea se reprezinta de asemenea ca o dimensiune compacta datorata asemanarii solutiilor de organzare. (Valoarea medie: 4637mm).

Fig.1.2

Fig.1.3. Latimea automobilelor In ceea ce priveste latimea autovehiculelor prezentate in solutiile similar se constata ca este orientata catre valoarea medie. (Valoarea medie: 1758mm).

Fig.1.3

Fig.1.4 Inaltimea automobilelor Inaltimea acestor autovehicule este apropiata de valoarea medie. (Valoarea medie: 1460mm).

Fig.1.4

Fig.1.5. Ecartamentul automobilelor (fata) Ecartamentul (Valoarea medie: 1517mm)

Fig.1.5

Fig.1.6. Ecartamentul automobilelor (spate) Ecartamentul (Valoarea medie: 1503mm). In continuare, pe baza datelor din tabelul 1.1 s-a extins studiul de analiza comparativa pentru o serie de criteria definite cu ajutorul performantelor energetice.

Fig.1.6

Fig.1.7.Masa proprie a autovehiculelor

Fig.1.7

1.2. Tendine de dezvoltare Pentru alegerea sau determinarea parametrilor initiali care intrevin in calcul este necesar, pe langa studiul solitiilor constructive asemanatoare, deja existente in lume, sa se faca si o cercetare a tendintelor de dezvoltare specifice categoriei de autovehicule studiate.

Tendine de dezvoltare a autoturismelor Autoturismele au stat si stau in permanenta in atentia marelui public, datorita implicarii lor tot mai intense in viata cotidiana. Constructia autoturismelor, a elementelor componente, se perfectioneaza permanent, urmarindu-se imbunatatirea performantelor de dinamicitate sau franare, a performantelor de economicitate, de stabilitate si de confort, de securitate activa si pasiva. Motoarele autoturismelor au beneficiat de o atentie deosebita, eforturile de sporire a performantelor lor fiind indreptate spre mai multe directii:1.cresterea performantelor functionale si constructive prin gestionarea electronica a regimurilor de functionare; 2.reducerea consumului de combustibil; 3.marirea puterii litrice; 4.reducerea costurilor de fabricatie; 5.reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare; 6.realizarea de motoare cat mai fiabile, cat mai usoare si cat mai compacte.

Combustibili alternativi: metanol din gaz natural sau din crbune, etanol din biomas, biodiesel i alii la fel, gaz natural comprimat (CNG), Propan (LPG), Hidrogen, Diesel sintetic (DME).

Creterea siguranei de circulaie i la impact:Sigurana activ:- Sisteme de control al stabilitii autovehiculului (ABS, ASR,EBD,, suspensii active etc.);- Sisteme de diagnosticare la bord (OBD);

Sigurana pasiv:- Optimizarea sistemelor de reinere;- Optimizarea structurilor de rezisten- Pneuri antipan.

Creterea fiabilitii:-Controlul proceselor de degradare a strii tehnice (mecanicaruperii, tribologie etc.);-Materiale cu proprieti superioare;-Perfecionarea sistemelor de mentenan.

Motoare M.A.I.- Reducerea consumului de combustibil;- Reducerea emisiei nocive;- Reducerea emisiei de zgomote i vibraii la surse;- Ridicarea gradului de securitate a conducerii autoturismului;- Reducerea costurilor de fabricatie. Transmisia autoturismului a constituit si constituie obiectul unor continue cerecetari urmarindu-se prin solutiile constructive propuse, o cat mai buna corelare intre momentul motor activ si cel rezistent, reducerea consumului de combustibil, sporirea sigurantei si confortului de conducere. Se constata ca pe langa transmisiile mecanice clasice se folosesc si alte categorii de transmisii, cum sunt cele automate, cele cu variatie continua a raportului de transmitere, sau, mai nou electrice.

Suspensia a facut obiectul unor studii aprofundate privind conditionarea reciproca dintre pneu ,suspensie si cale de rulare. Acestea au permis sa se obtina ,prin simularea pe calculator a fenomenelor complexe care au loc in timpul deplasarii autoturismului ,o suspensie corespunzatoare pentru fiecare model cercetat.Echiparea a cu suspensie independente pe toate rotile , prin folosirea amortizoarelor hidraulice si hidropneumatice. Suspensia mecanica clasica este supusa unor modificarii permanente urmarindu-se perfectionarea cinematici sale, a legaturii intre suspensie si structura de rezistenta a automobilului ,si a atenuarii scurilor si vibratiior Sistemul hidropneumatic caracteristic automobulului Citroen care asigura pozitii constante a caroseriei prin colerarea miscarilor tuturor rotilor a automobilului indiferent de calitatea caii de rulare. Sistemul de franare cunoaste, de asemenea, preocupari intense de imbunatatire, generalizate, avand sistemul de franare cu dublu circuit. Autoturismele sunt echipate fie numai cu frane cu disc, fie cu frane mixte, adica cu frane cu tambur la rotile din spate si cu frane disc la rotile din fata. Sistemul de franare cu control electronic, asa numitele A.B.S. care impedica blocarea rotilor in cazul farnarilor intesive si care permit pastrarea controlului automobilului in orice situatie ,cunosc o larga utilizare la aproape toate categoriile de automobile.

Sistemul de directie se realizeaza in solutii constructive legate de tipul suspensiei folosite, in scopul asigurarii unei cinematici corecte rotilor de directie. Ca tendinte actuale se remarca cresterea comoditatii de conducere si sigurantei in deplasare prin extinderea folosirii servodirectiilor si la clase mai mici de autoturisme, reducerea efectului reactiilor inverse, de la roata spre volan, asigurarea cresterii sigurantei conducatorului sau pasagerilor in deplasare prin folosirea airbag-urilor (frontale sau laterale) si prin folosirea unor volane si axe volan rabatabile sau telescopice.

Caroseria este aproape in totalitate autoportanta. Cercetarile si incercarile efectuate au condus la realizarea unor caroserii avand coeficienti aerodinamici tot mai coborati. Datorita folosirii otelurilor de inalta rezistenta, cu o limita de elasticitate ridicata, rigiditatea caroseriei, factor important in ameliorarea tinutei de drum, a fost mult imbunatatita. Sau luat masuri de reducere a greutatii proprii prin inlocuirea pieselor din metal cu piese din materiale plastice, sau din materiale compozite, se imbunatateste permanent secauriatea activa si pasiva pe care automobilul o poate asigura pietonilor, respectiv pasagerilor, insonorizarea autoturismelor a permis reducerea zgomotului.

ConcluziePentru alegerea sau determinarea parametrilor initiali, care intervin in calcul, se va tine seama atat de studiul solutiilor contructive asemanatoare, deja existente in lume, cat si de tendintele de dezvoltare actuale, astfel incat autoturismul ce urmeaza sa fie proiectat sa se incadreze, din punct de vedere al performantelor, atat pe ansamblu cat si pe elemente, in normale de calitate si competitivitate care caracterizeaza productia mondiala de autoturisme.

CAP.II ORGANIZAREA GENERAL I ALEGEREA PARAMETRILOR PRINCIPALI

2.1. Modul de dispunere a echipamentului de traciune

n organizarea de ansamblu a autovehiculelor s-au obinut diverse soluii n functie de:

-modul de dispunere a motorului;-poziia punii motoare;-tipul caroseriei;-modul de dispunere a ncrcturii.

Dispunerea i componena ansamblurilor ce constitue echipamentul de traciune reprezint o problem de concepie constuctiv. Schema adoptat stabilete de la nceput caracterul autovehiculului n micare i n acelai timp limiteaz posibilitile de dezvoltare i de amplasare a calorlalte echipamente ale autovehiculului justificnd astfel realizarea prezentului studiu pentru adoptarea celei mai avantajoase soluii de punte motoare din punctul de vedere al tipului constructiv i al modului de amplasare a acesteia.Astfel, sunt prezentate n continuare, pentru autoturisme , soluiile de dispunere a echipamentului de traciune i anume:

a)soluia clasic motorul n fa i puntea motoare n spate

Soluia clasica -schema constructiv

Soluia clasica -schema cinematic

Soluia clasic permite o mai mare elasticitate n organizarea de ansamblu a autoturismului. In mod obinuit motorul i cutia de viteze sunt dispuse la partea din fa, iar transmisia principal, respectiv puntea motoare la partea din spate, dar exisr i soluii la care att transmisia principal ct i cutia de viteze sunt amplasate n cadrul punii spate

Avantaje ale soluiei clasice:

-ncrcare echilibrat a punilor i uzur uniform a pneurilor-accesibilitate bun la motor i transmisie-sistem de rcire mai simplificat

Dezavantaje ale soluiei clasice:

-centrul de greutate este mai ridicat, deci stabilitate mai redus-existena unor vibraii pe transmisie, datorate existenei transmisiei longitudinale, care poate genera fenomenul de rezonan-legtura dintre motor i transmisie fiind mai complex crete costul autoturismului.

b) soluia totul n fa motorul i puntea motoare n fa

Soluia totul n fa(motor longitudinal) -schema constructiv

Soluia clasica -schema cinematic

Soluia clasic permite o mai mare elasticitate n organizarea de ansamblu a autoturismului. In mod obinuit motorul i cutia de viteze sunt dispuse la partea din fa, iar transmisia principal, respectiv puntea motoare la partea din spate, dar exisr i soluii la care att transmisia principal ct i cutia de viteze sunt amplasate n cadrul punii spate

Avantaje ale soluiei clasice:-ncrcare echilibrat a punilor i uzur uniform a pneurilor;-accesibilitate bun la motor i transmisie;-sistem de rcire mai simplificat.

Dezavantaje ale soluiei clasice:

-centrul de greutate este mai ridicat, deci stabilitate mai redus-existena unor vibraii pe transmisie, datorate existenei transmisiei longitudinale, care poate genera fenomenul de rezonan-legtura dintre motor i transmisie fiind mai complex crete costul autoturismului

c) Solutia totul spate

Soluia totul n spate -schema cinematic:

Soluia totul spate ofer att varianta plasrii motorului longitudinal ct i transversal

Avantaje ale soluiei totul n spate:

-permite o profilare aerodinamic mai uoar la partea din fa-se evit distrugerea grupului motor- transmisie ca n cazul ciocnirilor frontale-permite posibilitatea realizrii unor unghiuri de bracare mari pentru puntea fa.

Dezavantaje ale soluiei totul n spate:

-stabilitate mai redus n viraj-sistem de rcire mai complicat al motorului-instabilitate la vnt lateral(centrul de greutate prea n spate)-autoturismul are caracter supravirator

Dispunerea echipamentului de traciune se poate realiza n trei variante constructive:a) - soluia clasic - motorul n fa i puntea motoare n spate. Aceasta soluie se aplic, n general, la autoturismele de dimensiuni i capaciti cilindrice mari;b) - soluia totul n fa- motorul i puntea motoare n fa. Se ntlnete la autoturismele de construcie modern n procent de 80%;c) - soluia totul n spate - motorul i puntea motoare n spate.Se adopt, ca soluie de organizare a transmisiei i a sistemelor, soluia totul in fata , ca urmare a studiului soluiilor similare i a datelor impuse prin tema de proiectare.

2.2. Dimensiunile principale

Funcie de tipul i destinaia autovehiculului definite prin tema de proiectare, innd seama de autovehiculele similare considerate n studiul soluiilor similare i avnd n vedere tendina de dezvoltare se adopt un autoturism cu urmtoarele caracteristici:

lungimea automobilului 4495mm care reprezint distana dintre dou plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului i tangente la acesta n punctele extreme din fa i din spate, toate elementele din fa i din spate sunt incluse n aceste dou planelimea vehiculului 1810mm reprezint distana dintre dou plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului, tangente la acesta de o parte i de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid cu excepia oglinzilor retrivizoare, sunt cuprinse n aceste planenlimea vehiculului 1480mm reprezint distana dintre planul de sprijin i un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregtit de plecare n curs, fr ncrctut util cu pneurile umflate la presiunea corespunztoare masei totale admise;ampatamentul 2650mm reprezint distana ntre perpendicularele coborte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului:ecartamentul fa/spate 1545/1545mm - reprezint distana dintre centrele petelor de contact al pneurilor cu solul:

2.3. Amenajare interioar

Autoturismul are n compunere cinci ui care se deschid in plan orizontal, facand posibila intrarea in autovehicul.

Studiul ergonomic al postului de conducere

Dimensiunile principale ale postului de conducere i limitele de amplasare a organelor de comanda manual le-am ales dup reglementrile STAS 1261388. Punctul R, figura 2.3.1, definete punctul de referin al locului de aezare i reprezint centrul articulaiei corpului i coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS 10666/376.

a)Ughiul de nclinare spre napoi Adopt = 13[]b)Distana vertical de la punctul R la punctul clciului, Hz. Adopt Hz = 300 [mm] c)Cursa orizontal a punctului R Hx = 140[mm]d)Diametrul volanului Adopt D = 400 [mm]e)Unghiul de nclinare al volanului (variabil) Adopt = 15-50[]f)Distana orizontal ntre centrul i punctul clciului Adopt Wx = 406[mm]g)Distana vertical ntre centrul volanului i punctul clciului Adopt Wz = 684[mm].

Fig.2.3.1. Dimensiunile postului de conducere

2.4. Masa autovehiculului, repartizarea acesteia pe puni i determinarea coordonatelor centrului de mas

2.4.1 Masa proprie.

Masa proprie, este o mrime ce caracterizeaz construcia automobilului i este determinat de suma maselor tuturor sistemelor i subsistemelor componente, cnd automobilul se afl n stare de utilizare. n cazul autoturismelor, metoda recomandat pentru alegerea greutii proprii, const n adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avndu-se n vedere tendinele de dezvoltare care vizeaz utilizarea unor soluii constructive i materiale cu mase proprii reduse, astfel c, se creeaz premise reducerii maselor proprii (mase plastice, materiale compozite, oeluri de nalt rezisten etc.). n concordan cu soluiile similare prezentate n tabelul 1.1, am adoptat pentru masa proprie urmtoarea valoare:

= 1185 kg, cunoscand aceasta relatie putem afla urmatoarea caracteristica:Ga=G0+GuGu=5*75+100=475 daNGa=11850+250=12100 daN

2.4.2.Centrul de mas. Coordonatele centrului de mas.

Masa autovehiculului, se consider aplicat n centrul de mas (centrul de greutate), situat n planul vertical ce trece prin axa longitudinal de simetrie a autoturismului.Greutatea autoturismului se consider aplicat n centrul de greutate situat n planul vertical care trece prin axa longitudinal de simetrie a autoturismului.Poziia centrului de mas, se apreciaz prin coordonatele longitudinale a i b i nlimea hg (STAS 6926/2-78) n faza de proiectare a automobilului, alegerea poziiei centrului de mas, se poate face prin mai multe metode i anume

utilizarea de valori n concordan cu valorile coordonatelor centrului de mas al autovehiculelor considerate n studiul soluiilor similare;utilizarea de valori medii dup date oferite de literatura de specialitate.

Astfel de valori, sunt indicate n tabelul 2.4.3.1.

ParametrulValoarea

a/L0,450,55

hg/L0,160,26

Tabelul. 2.4.3.1 Mrimile coordonatelor centrului de greutate

Adopt:

Masa autovehiculului se transmite prin intermediul punilor. n cazul de fa, masele ce revin punilor sunt :

Greutile ce revin punilor autovehiculului vor fi:

2.5. Alegerea pneurilor i determinarea rezelor roilor

Pneul reprezint partea elastic a roii i este format din anvelopa i camera de aer.La alegerea tipului de pneu ce urmeaz s echipeze autoturismul proiectat se au n vedere: tipul i destinaia acestuia, greutile care revin roilor din fa i spate, satisfacerea condiiei de vitez maxim i dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare.

n figura alturat s-au notat cu:

D-diametrul exterior al anvelopei d-diametrul interior al anvelopei H-nlimea profilului B-laimea profilului D=d+2*H

unde:

Se adopta -circumferina de rulare

Astfel, innd seama de aceasta recomandrile anterioare, aleg pneul 195/60/R15 cu urmtoarele caracteristici:

Limea seciuniiB =195mm nalimea seciunii H =118mm ; Diametrul interior al anvelopei d= 381mm ; Circumferina de rulare Lr= 1938mm Mrimea jantei J 16; Diametrul exterior D = 617mm Raza de rulare rr =308.5mm ;viteza maxim vmax = 195km/h.

CAP.III DEFINIREA CONDITIILOR DE AUTOPROPULSARE

Deplasarea autovehiculului in conditiile cerute de performante in ceea ce priveste dinamicitatea, consumul de combustibil, siguranta si confortul calatoriei, cerinte ce impun anumite reguli si elemente constructive, presupune cunoasterea influientelor exterioare ce se opun inaintarii autovehiculului. In procesul autopropulsarii autovehiculului, asupra acestuia actioneaza, dupa directia vitezei de deplasare, doua tipuri de forte: Forte active fortele care au acelasi sens cu cel al vitezei de deplasare; Forte de rezistenta fortele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare. Fortele de rezistenta, cunoscute sub denumirea de rezistente la inaitare sunt urmatoarele: Rezistenta la rulare este o forta ce se opune inaintarii autovehicului si este determinata de fenomenele ce se produc la rularea rotilor pe calea de rulare; Rezistenta aerului - este o forta ce se opune inaintarii autovehicului si este datorata interactiunii dintre autovehiculul in miscare si aerul considerat in repaus; Rezistenta pantei este o forta datorata inclinarii longitudinale a drumului si reprezinta o forta de rezistenta la urcarea pantelor, si o forta activa la coborarea pantelor; Rezistenta la demaraj este o forta datorata inertiei autovehiculului in miscare si reprezinta o forta de rezistenta in timpul miscarii accelerate si de o forta activa in regimul miscarii decelerate. Miscarile autovehiculului, consecinta a actiunii asupra lui a fortelor active si rezistenta poate fi: Miscare uniforma (cu viteza constanta); Miscare accelerata (viteza creste) regim numit regimul demararii;Miscare decelerata (viteza scade) .

3.1 . Rezistena la rulare

Rezistenta la rulare, , este o forta cu actiune permanenta datorata exclusiv rostogolirii rotilor pe cale, si este de sens opus sensului de deplasare al automobilului. Cauzele fizice ale rezistentei la rulare sunt: Deformarea cu histerezis a pneului; Frecarile superficiale dintre pneu si cale; Frecarile din lagarele butucului rotii; Deformarea caii de rulare; Efectul de ventuzare produ de profilele cu contur inchis de pe banda de rulare pe suprafata neteda a caii de rulare. Principalii factori care influienteaza rezistenta la rulare sunt: Viteza de deplasare a autovehiculului; Caracteristicile constructive ale pneului; Presiunea interioara a aerului din pneu; Sarcina normala pe pneu; Tipul si starea caii de rulare; Fortele si momentele aplicate rotilor.

Claculul rezistentei la rularePentr calculul coeficientului rezistentei la rulare se utilizeaza relatia:

Valorile coeficientului rezistentei la rulare pentru functia aleasa sunt:

Tabelul 3.1. Valorile coeficientului rezistentei la rulare: v[km/h] f

0 0.0125

20 0.012652

40 0.01336

60 0.01487

80 0.017366

100 0.021

120 0.025908

140 0.032212

160 0.040024

180 0.049449

195 0.057634

Fig 3.1. Coeficientul rezistentei la rularePentru invingere rezistentei la rulare forta necesara si puterea necesara sunt:

unde v este viteza explimata in m/s. , =0 Tabelul 3.2. Fora i puterea necesar invingerii rezistenei la rularev[km/h][N] Pr[kW]

03630

203632.0166

403634.0333

603636.05

803638.066

10036310.08

12036312.10

14036314.11

16036316.13

18036318.15

19536319.66

Fig. 3.2 Fora necesar nvingerii rezistentei la rulare

Fig. 3.3 Puterea necesar nvingeri rezistenei la rulare

3.2. Rezistena aerului Aerodinamica autovehiculelor se ocupa de fenomenele care se produc la interactiunea dintre autovehicul si aerul inconjurator si foloseste principiile generale ale aerodinamicii teoretice. Aerodinamica autovehiculelor studiaza cu precadere urmatoarele aspecte; Rezistenta la inaintare datorata aerului si caile precum micsorarea acesteia; Efectele interactiunii cu aerul asupra stabilitatii autovehiculelor si metode de imbunatatirea stabilitatii aerodinamice; Efectele interactiunii cu aerul asupra aderentei autovehiculelor cu calea de rulare si metode de crestere a acesteia; Miscarea aerului in interiorul autovehiculului si alegerea adecvata a diferitelor orificii de absorbtie si evacuare a aerului in vederea ventilarii caroseriei si a raciriii diferitelor organe. Pentru a urmarii acesta influenta se cosidera corpuri de caroserie pentru care au fost determinati coeficientii rezistentei aerului . Acest coeficient este strans legat de forma corpului si de aceea modificari ale diferitelor detalii sau componente ale caroseriei permit micsorarea acestuia, aceasta fara imaginea de ansamblu a autovehiculului. Calculul rezistentei aerului

Pentru calculul rezistentei se recomanda utilizarea relatiei:

densitatea aerului: ; coeficientul de rezistenta al aerului; A - aria sectiunii transversale maxime; A = B*H B ecartamentul autovehiculului [m]; H inaltimea autovehiculului [m]; V viteza de deplasare a autovehiculului [m/s]. Pentru autovehiculul studiat s-au calculat pentru forma aleasa a autovehiculului Cx= 0.35 si A=2,2 .

Tabelul 3.3. Forta si puterea necesare invingerii rezistentei aeruluiV[km/h]Ra[N]Pa[kW]

000

2014.556330.080868

4058.225310.646948

60131.00692.183449

80232.90125.175583

100363.908210.10856

120524.027817.46759

140713.2627.73789

160931.604941.40466

1801179.06358.95313

1951383.76174.95371

Fig. 3.4 Puterea necesar nvingerii rezistenei aerului

Fig. 3.4 Fora necesar nvingerii rezistenei aerului

3.3. Rezistena la pant

La deplasarea autovehiculului pe cai cu inclinare longitudinala, forta de greutate genereaza o componenta dupa directia deplasarii data de relatia: Acesta forta este o forta de rezistenta la urcarea pantelor ( de sens opus vitezei de deplasare) si forta activa la coborarea pantelor. Alegerea unghiului de inclinare longitudinala a caii se face in functie de tipul si destinatia automobilului. Deoarece rezistenta la rulare cat si rezistenta la panta sunt determinate de starea si caracteristicile caii de rulare, se foloseste gruparea celor doua forte intr-o forta de rezistenta totala a caii (), data de relatia: unde este coeficientul rezistentei totale a caii de rulare. Tabelul 3.4. Fora i puterea necesar nvingerii rezistentei la panta[]Rp[N]Pp[kW]

000

2422.2831.173011

4844.05334.689185

61264.79410.53995

81683.99518.71105

102101.14329.18254

122515.73141.92886

142927.25556.91885

163335.21274.11582

173537.69888.44244

Fig. 3.6 Fora necesar nvingerii rezistenei la pant

Fig.3.7 Puterea necesar nvingerii rezistenei la pant

3.4. Rezistena la demarareRegimurile tranzitorii ale miscarii autovehiculului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demarari) si reduceri ale vitezei (franari). Rezistenta la demarare este o forta de rezistenta ce se manifesta in regimul de miscare accelerate al autovehiculului.Ca urmare a legaturilor cinematice determinate in lantul cinematic al transmisiei dintre motor si rotile motoare, sporirea vitezei de translatie a autovehiculului se obtine prin sporirea vitezelor unghiulare de rotatie ale elementelor transmisiei si rotilor. Masa autovehiculului in miscare de translatie capata o acceleratie liniara iar piesele in rotatie acceleratii unghiulare.Influenta asupra inertiei in translatie a pieselor aflate in miscare de rotatie se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influenta al pieselor in miscare de rotatie.Rezistenta la demarare este definite astfel de relatia:

-este masa totala a autovehiculului;- seste coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie ;- este acceleratia autovehiculului .Pentru calculul rezistentei la demarare este necesara cunoasterea coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie. Alegerea acestuia se poate face fie pe baza studiului solutiilor similare, pentru care se pot calcula valorile lui, fie pe baza unor valori medii functie de tipul si caracteristicile autovehiculului.In cazul general, coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie se determina cu relatia: ;Particularizand aceasta expresie pentru prima treapta a cutiei de viteze obtinem: ,in care coeficientii maselor in rotatie au expresiile: , respectiv , unde: - este momentul masic de inertie al pieselor motorului reduse la arborele primar al cutiei de viteze, ;- este momentul masic de inertie al unei roti, ;- este raportul e transmitere al primei trepte din cutia de viteze ;- este raportul de transmitere al transmisiei principale ;- este raza de rulare a rotilor autovehiculului ;- este randamentul transmisiei (pentru autoturisme ) .In urma consultarii anexelor si tabelelor din lucrarea Dinamica autovehiculelor-Indrumar de proiectare , tinand seama de caracteristicile constructive ale autovehiculului, s-au ales urmatoarele valori:- ; .Inlocuind in relatiile de mai sus obtinem:

In ceea ce priveste acceleratia autovehiculului, aceasta poate fi aleasa din anexe care cuprind atat valori maxime, cat si valori medii. Pentru cazul autovehiculului de proiectat, o valoare reprezentativa a aceleratiei este: In aceste conditii, rezistenta la demarare se determina astfel : si reprezinta rezistenta la demarare, calculata pentru prima treapta a cutiei de viteze.

CAP.IV CALCULUL DE TRACIUNE

Calculul de tractiune se face in scopul determinarii parametrilor principali ai motorului si transmisiei, astfel ca autovehiculul proiectat cu caracteristicile definite anterior sa fie capabil de realizarea performantelor prescrise in tema de proiectare sau a performantelor celor mai bune modele existente sau de perspectiva.

4.1. Alegerea randamentului transmisiei

Pentru autorpopulsarea autovehiculului puterea dezvoltata de motor trebuie transmisa catre rotile motoare. Transmiterea fluxului de putere este caracterizata de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei. In mod experimental au fost deduse randamentele subansamblelor componente ale transmisiei. Deoarece valoarea globala a randamentului transmisiei depinde de numerosi factori a caror influenta este dificil de apreciat, in calculele ce vor urma se va opera cu o valoare a randamentului 4.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului

Autopropulsarea autovehiculului se datoreaza energiei mecanice primite de rotile motoare de la motorul automobilului. Ea este posibila cand oferta facuta de motor este in concordanta cu necesarul de moment si puteri, necesar determinat din conditiile in care se deplaseaza autovehiculul.Aprecierea motorului ca sursa de energie pentru autopropulsarea autovehiculului se face prin oferta de putere si moment. Oferta se exprima functie de turatia arborelui motor printr-un camp de caracteristici ) si numite caracteristici de turatie. Domeniul de oferta este limitat de caracteristica la sarcina totala (caracteristica exterioara) care determina posibilitatile maxime ale motorului in privinta puterii si momentului la fiecare turatie din domeniul turatiilor de functionare al motorului.4.2.1. .Alegerea tipului motoruluiPentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere intern cu piston n micare de translaie. Existena unei mari varieti de motoare cu ardere intern cu piston impune alegerea unor criterii de selecie bine definite. Opiunea pentru unul dintre tipuri are n vedere n principal modelul, caracteristicile i destinaia autovehiculului. In cazul in care se cauta tipul de motor care va echipa un auotvehicul nou proiectat este necesara analiza atenta a motoarelor care echipeaza solutiile similare, dupa care se alege tipul motorului ce va echipa autovehiculul de proiectat si se retin, eventual, valori ale puterii maxime, ale momentului motor maxim si turatiile corespunzatoare acestora, consumurile de combustibil pe care motoarele respective le realizeaza. Pentru automobilul ce trebuie proiectat, tinand cont si de motorizarile solutiilor similare ce au fost prezentate la CAP.1, se adopta un motor cu aprindere prin scanteie.4.2.2. Determinarea analitica a caracteristicii exterioare

Pentru evaluarea unei caracteristici ce nu poate fi determinate pe stand este necesar sa se cunoasca cel putin si (pentru m.a.s.) si (pentru m.a.c.)Pe baza studiului realizat asupra solutiilor similare se aleg ca valori semnificative: Turatia de mers in gol a motorului Turatia de moment maxim Turatia de consum specific minim Turatia de putere maxima Turatia maxima de functionare a motorului Pentru determinarea datelor pe baza carora se face trasarea acestor caracteristici, trebuiesc calculati o serie de coeficienti, si anume: Coeficientul de elasticitate al motorului Coeficientul de adaptabilitate al motorului Coeficientul Coeficientul Coeficientul Din definirea conditiilor de autopropulsare deplasarea cu viteza maxima presupune dezvoltarea la roata a unei forte . Aceasta forta are expresia:

= Din definirea puterii ca produs intre forta si viteza realizarea performantelor de viteza maxima, in conditiile prevazute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri de forma:

unde : este puterea necesara pentru atingerea vitezei maxime; este forta la roata la viteza maxima ; este viteza maxima de deplasare ; este randamentul transmisiei .Punand conditia ca puterea la viteza maxima sa corespunda punctului de turatie maxima de functionare a motorului se obtine pentru puterea maxima a motorului urmatoarea expresie:

Pentru completarea caracteristicii exterioare cu curba consumului specific de combustibil se propune utilizarea relatiei:

,unde este consumul specific de combustibil la turatia de putere maxima a motorului. Aceasta valoare se alege in functie de tipul motorului si de destinatia autovehiculului proiectat. Pentru cazul de fata vom alege o valoare .Determinarea analitica a caracteristicii externe a motorului se realizeaza pe baza tabelului 4.2.1.

Tabelul 4.2.1. Determinarea pe cale analitic a caracteristicilor de turaien[rpm]p[kW]M[Nm][g/kWh]

7007.837106.93328.2

100012.254117.03316.6

130017.171126.14306

160022.493134.25297

190028.127141.37289

220033.980147.50282.2

250039.958152.64276.6

280045.967156.78272.2

310051.913159.92269

340057.703162.08267

370063.244163.23266.2

390066.753163.46266.4

400068.441163.40266.6

430073.202162.57268.2

470078.707159.92272.2

500082083156.78276.6

530084.711152.64282.2

560086.495147.50289

590087.343141.37297

600087.402139.11300

630086.855131.66309.6

660085.154123.21320.4

Dependena grafic fa de turaie a celor 3 mrimi , , este redat n figura de mai jos:

Fig. 4.2.1. Caracteristicile de turatie ale motorul4.3. Determinarea marimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Functionarea automobilului in conditii generale de exploatare are loc in regim tranzitoriu, gama rezistentelor la inaintare fiind foarte mare. In aceste conditii rezulta ca la rotile motoare ale autovehiculului necesarul de forta de tractiune si de putere la roata sunt campuri de caracteristici avand in abscisa viteza aleasa de conducator. Pentru ca sa poata acoperi cu automobilul acest camp de caracteristici transmisia trebuie sa ofere un asemnea camp. La transmisiile in trepte, pentru a acoperi campurile de oferta in transmisie sunt realizate mai multe rapoarte de transmitere. Determinarea rapoartelor de transmitere presupune formularea conditiilor de deplasare.4.3.1 Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei

Pentru valoarea maxima a raportuluide transmitere, obtinut cand este cuplata prima treapta de viteza in cutia de viteze, se pot formula ca performante dinamice independente sau simultane urmatoarele:-Panta maxima sau rezistenta specifica a caii ;-Acceleratia maxima la pornire din loc ;Performantele date prin fortele la roata necesare pot fi formulate ca valori maxime cand fortele la roata oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv: la autovehiculele cu o singura punte motoare; la autovehiculele cu tractiune integrala;unde: este raportul de transmitere al primei trepte din cutia de viteze ; este raportul de transmitere al transmisiei principale ; este raportul de transmitere al reductor-distribuitorului .Din conditia de auto propulsare putem scrie ca:

unde este forta la roata necesara. Pentru ca forta la roata necesara sa fie situata in campul de oferta trebuie ca:

La limita aceasta conditie se scrie ca , unde :- se numeste coeficient de aderenta si depinde de natura caii de rulare. Se adopta - este raza dinamica a rotilor autovehiculului ;- este momentul motor maxim si s-a fost calculat anterior ;- este randamentul transmisiei autovehiculului proiectat si are valoare ;- reprezinta greutatea aderenta pe puntea/puntile motoare. Pentru cazul unei transmisii 4x2 cu puntea motoare in fata, greutatea aderenta se determina cu relatia:

Greutatea aderenta devine In aceste conditii raportul de transmitere maxim al transmisiei are valoarea:

4.3.2 Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei

Valoarea minima a raportului de transmitere al transmisiei este determinata din conditia cinematica de realizare a vitezei maxime de performanta cand motorul functioneaza la turatia maxima.Acest lucru se scrie ca:

Pentru cazul autovehiculului proiectat se obtine : Valoarea raportului de transmitere al transmisiei principale este :

4.3.3. Determinarea numarului de trepte pentru cutia de viteze si a marimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei

n absenta altor conditii de dimensionare a transmisiei, valoarea minima se considera realizata printr-o cutie de `viteza avand treapta finala treapta cu raport de priza directa . In acest caz .

In cazul etajarii cutiei in progresie geometrica, intre valoarea maxima si minima, in cutia de viteze sunt necesare trepte date de relatia:

Se adopta un numar de trepte de viteza Fiind determinat numarul de trepte si tinand seama ca , intr-o treapta raportul de transmitere este dat de relatia:

Aplicand relatia anterioara pentru fiecare treapta de viteza se obtin urmatoarele valori:- raportul de transmitere in treapta a doua :- raportul de transmitere in treapta a treia : - raportul de transmitere in treapta a patra : - raportul de transmitere in treapta a cincea : - raportul de transmitere in treapta a sasea :

Calculul raportului de transmitere subunitar

Raportul de transmitere subunitar se calculeaza dupa ce in prealabil s-au stabilit turatia, respectiv viteza economica de deplasare a autovehiculului. In mod conventional, turatia economica se alege ca fiind o valoare apropiata de turatia de moment maxim, aflata in dreapta acesteia pe abscisa ce cuprinde turatiile motorului cu care este echipat autovehiculul. Pentru cazul autovehiculului proiectat, se alege o valoare a turatiei economice . Viteza economica este de asemenea un parametru ce se alege conventional, ea depinzand de numerosi factori cum ar fi tipul si constructia autovehiculului, normele de legislatie rutiera aplicabile in zona unde se produce autovehiculul etc. In unele situatii viteza economica poate fi precizata de constructor.Pentru cazul autovehiculului proiectat, se alege o valoare a vitezei economice .In aceste conditii, raportul de transmitere subunitar va avea valoarea:

4.3.4. Trasarea diagramei fierastrauDiagrama fierastrau reprezinta dependenta grafica dintre viteza unghiulara la nivelul arborelui cotit al motorului si viteza de deplasare a autovehiculului aflat intr-o treapta de viteza. Determinarea pe cale analitica a acesteia s-a facut dupa cum urmeaza:

Tabelul 4.3.1. Determinarea pe cale analitica a diagramei fierastraun[rpm][rad/s]V1[km/h]V2[km/h]V3[km/h]V4[km/h]V5[km/h]V6[km/h]

70073.309.6811.4613.7515.8618.7520.62

1000104.7113.8316.3719.6422.6626.7929.47

1300136.1317.9821.2825.5429.4734.8238.31

1600167.5522.1326.1931.4336.2742.8647.15

1900198.9626.2831.1037.3243.0750.9055.99

2200230.3830.4336.0143.2249.8758.9464.83

2500261.7934.5840.9349.1156.6766.9773.67

2800293.2138.7445.8455.0163.4775.0182.51

3100324.6342.8950.7560.9070.2783.0591.35

3400356.0447.0455.6666.7977.0791.09100.19

3700387.4651.1960.5772.6983.8799.12109.04

3900408.4053.9563.8576.6288.41104.48114.93

4000418.8755.3465.4878.5890.67107.16117.88

4300450.2959.4970.4084.4897.47115.20126.72

4700492.1865.0276.9592.34106.54125.91138.51

5000523.5969.1781.8698.23113.34133.95147.35

5300555.0173.3386.77104.12120.14141.99156.19

5600586.4377.4891.68110.02126.94150.03165.03

5900617.8481.6396.59115.91133.75158.06173.87

6000628.3183.0198.23117.88136.01160.74176.82

6300659.7387.16103.14123.77142.81168.78185.66

6600691.1591.31108.05129.66149.61176.82194.50

Reprezentarea grafica a diagramei fierastrau este urmatoarea:

Atat din tabel cat si din reprezentarea grafica se pot determina vitezele de deplasare ale autovehiculului, intr-o anumita treapta a cutiei de viteze si la o anumita turatie a motorului. pentru prima treapta a cutiei de viteze:

pentru a doua treapta a cutiei de viteze :

pentru a treia treapta a cutiei de viteze:

pentru a patra treapta a cutiei de viteze:

pentru a cincea treapta a cutiei de viteze:

pentru a sasea treapta de viteza: CAP. V CALCULUL PERFORMANTELOR DINAMICE ALE AUTOVEHICULULUI

5.1. Performantele de accelerarePerformantele reprezinta posibilitatile maxime ale autovehiculului in privinta vitezei, demarajului si capacitatii de franare, precum si indicia de apreciere ai acestora. Determinarea performantelor autovehiculului este necesara pentru stabilirea si cercetarea calitatilor dinamice, in cazul autovehiculelor nou proiectate, sau pentru studierea comportarii lor in exploatare. Studiul performantelor autovehiculelor se face cu ajutorul bilantului de tractiune, bilantului de putere si ecuatiei generale de miscare, pe baza careia se obtin parametrii si indicia caracteristici deplasarii in regim tranzitoriu de accelerare sau franare. 5.1.1 Bilantul de tractiune si caracteristica de tractiuneCaracteristica de tractiune sau caracteristica fortei la roata reprezinta curbele de variatie ale fortei la roata in functie de viteza de deplasare a autovehiculului pentru fiecare treapta a cutiei de viteze. Construirea caracteristicii fortei la roata se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului, pornind de la curba puterii sau a momentului utilizand relatiile:

unde reprezinta raportul de transmitere al transmisiei, cand este cuplata treapta din cutia de viteze, cu raportul de transmitere .

unde este viteza de deplasare in treapta ;- este turatia motorului corespunzatoare ordonatelor M sau P din caracteristica exterioara a motorului.Determinarea pe cale analitica a caracteristicii de tractiune se face pe baza urmatorului tabel:N[rpm]V1[km/h]Fr1[N]V2[km/h]Fr2[N]V3[km/h]Fr3[N]V4[km/h]Fr4[N]V5[km/h]Fr5[N]V6[km/h]Fr6[N]

7009.682622.0311.462215.813.751846.515.86160018.751354.120.621231

100013.832869.716.372425.119.642020.922.661751.426.79148229.471347.3

130017.983093.121.282613.825.542178.229.471887.834.821597.338.311452.1

160022.133292.026.192782.231.432318.336.272009.242.861700.147.151545.5

190026.283466.731.102929.637.322441.343.072115.850.901790.355.991627.5

220030.433616.936.013056.543.222547.149.872207.558.941867.964.831698.1

250034.583742.840.933162.949.112635.856.672284.366.971932.973.671757.2

280038.743844.345.843248.755.012707.363.472346.375.011985.382.511804.8

310042.893921.550.753133.960.902761.670.272393.483.052025.291.351841.1

340047.043974.355.663358.566.792798.877.072425.691.092052.4100.191865.8

370051.194002.760.573382.672.692818.883.872443.099.122067.1109.041879.2

390053.954008.163.853387.176.622822.688.412446.3104.482069.9114.931881.7

400055.344006.865.483386.078.582821.790.672445.4107.162069.2117.881881.1

430059.493986.570.403368.884.482807.497.472433.0115.202058.7126.721871.6

470065.023921.576.953313.992.342761.6106.542393.4125.912025.2138.511841.1

500069.173844.381.863248.781.862707.3113.342346.3133.951985.3147.351804.8

530073.333742.886.773162.986.772635.8120.142284.3141.991932.9156.191757.2

560077.483616.991.683056.591.682547.1126.942207.5150.031867.9165.031698.1

590081.633466.796.592929.696.592441.3133.752115.8158.061790.3173.871627.5

600083.013411.298.232882.798.232402.2136.012081.9160.741761.6176.821601.5

630087.163228.4103.142728.2103.142273.5142.811970.4168.781667.2185.661515.7

660091.313021.3108.052553.2108.052127.2149.611844.0176.821560.3194.501418.4

Tabelul 5.1.1. Determinarea pe cale analitica a caracteristicii de tractiuneForma caracteristicii de tractiune este prezentata in figura de mai jos:

Fig. 5.1.1 Caracteristica de traciune

Pentru studiul performantelor autovehiculului la deplasare pe un anumit drum, caracterizat de o inclinare longitudinala si un coeficient de rezistenta la rulare caracteristica de tractiune se completeaza cu bilantul de tractiune, dat de relatia:

n cazul de fata se considera deplasarea pe o cale de inclinare longitudinala , ceea ce inseamna ca bilantul de tractiune va fi dat de relatia:.Rescriind relatia de mai sus sub forma in membrul stang se obtine forta disponibila sau excedentara care poate fi folosita la invingerea rezistentelor drumului si la accelerarea autovehicululuiDeterminarea analitica a bilantului de tractiune si a fortei excedentare (disponibile ) se face pe baza urmatorului tabel:V6[km/h]Rrul[N]Ra[N]Rp[N]Rrul+Ra[N]Fr6[N]

20.6236315.480378.41231

38.3136353.410416.41452.1

55.9936311404771627.5

73.67363197.50560.51757.2

88.41363284.40647.41830.2

106363409.60772.61876

123.7363557.50920.51876

141.4363728.101091.11830.2

150.2363822011851790

159.1363921.601284.61738.7

173.8363110001463.11627.5

185.63631254.401617.41515.7

194.53631376.701739.71418.4

Tabelul 5.1.2. Determinarea pe cale analitic bilanului de traciune Reprezentarea grafic a bilanului de traciune este prezentat n figura de mai jos:

Fig. 5.1.2. Bilanul de traciune

5.1.2. Bilantul puterilor si caracteristica puterilor

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafica a bilantului de putere in functie de viteza automobilului pentru toate treptele de viteza. Bilantul de putere al automobilului reprezinta echilibrul dinamic dintre puterea la roata si suma puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare, respectiv rezistenta la rulare, rezistenta la urcarea pantei, rezistenta aerului si rezistenta la demaraj, dat de relatia: unde:-P este puterea motorului pe caracteristica externa :- este randamentul transmisiei .Vom scrie si relatia de mai sus sub forma ceea ce reprezinta bilantul de putere al autovehiculului, pe o cale cu inclinare longitudinala . Determinarea pe cale analitica a bilantului de putere se face pe baza urmatorului tabel:V6[km/h]Prul[W]Ra[W]Prul+Ra[W]Pr6[W]

20.622080.188.742168.87045

38.313863568.44431.515454

55.9956461774.67420.625314

73.677428.94042.611471.635962.3

88.418914.7 6985.715900.444949.6

10610697.712071.22276955288

123.712480.719168.731649.464502.7

141.414263.628613.44287771919.4

150.215155.134320.749475.874742.8

159.116046.640740.656787.276863.8

173.817532.453137.67067078609.3

185.61872164694.583415.678170.2

194.519612.574383.793996.276639.1

Tabelul 5.1.3 Determinarea pe cale analitica a bilantului de putereReprezentarea grafica a bilantului de putere este prezentata in figura de mai jos:

Fig. 5.1.3 Bilanul de putere

5.1.2. Bilantul puterilor si caracteristica puterilor

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafica a bilantului de putere in functie de viteza automobilului pentru toate treptele de viteza. Bilantul de putere al automobilului reprezinta echilibrul dinamic dintre puterea la roata si suma puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare, respectiv rezistenta la rulare, rezistenta la urcarea pantei, rezistenta aerului si rezistenta la demaraj, dat de relatia: unde:-P este puterea motorului pe caracteristica externa :- este randamentul transmisiei .Vom scrie si relatia de mai sus sub forma ceea ce reprezinta bilantul de putere al autovehiculului, pe o cale cu inclinare longitudinala . Determinarea pe cale analitica a bilantului de putere se face pe baza urmatorului tabel:V1[km/h]Pr1[W]V2[km/h]Pr2[W]V3[km/h]Pr3[W]V4[km/h]Pr4[W]V5[km/h]Pr5[W]V6[km/h]Pr6[w]

9.68705411.46705413.75705415.86705418.75705420.627054

17.981545421.281545425.541545429.471545434.821545438.3115454

24.902359829.472359835.362359840.802359848.222359853.0423598

31.823236737.653237645.183236752.133236761.613236767.7832367

40.124316447.484316459.974316465.744316477.694316485.4643164

44.274847952.394847962.874847972.544847985.734847994.3048479

47.045193355.665193366.795193377.075193391.0951933100.151933

49.805528858.945528870.725528881.615528896.445528810655288

58.116450268.766450282.516450295.2164502112.564502123.764502

66.417191978.587191994.3071919108.871919128.571919141.471919

74.717686388.417686310676863122.476863144.676863159.176863

83.017866199.8778661117.87866113678661160.778661176.878661

91.317663910876639129.676639149.676639176.876639194.576639

Tabelul 5.1.4 Determinarea pe cale analitica a caracteristicii puterilor

Fig. 5.1.4 Caracteristica puterilor

5.1.3. Caracteristica dinamica si factorul dinamic

Prezenta greutatii ca factor dimensional, caracteristic al automobilului din membrul stang al relatiei face ca performantele obtinute prin studiul diagramei din figura 5.1.2. sa nu fie concludente ca termeni de comparare deoarece la valori egale ale fotei excedentare calitatile dinamice ale automobilului nu sunt egale. De aceea, aprecierea calitatilor de autopropulsare se face cu ajutorul factorului dinamic, care reprezinta o forta excedentara specifica, deci un parametru adimensional dat de raportul dintre forta de tractiune excedentara si greutatea automobilului , respectiv:

de unde rezulta ca Factorul dinamic se determina cu expresia:

Determinarea pe cale analitica a factorului dinamic pentru fiecare din cele 5 trepte de viteza ale autovehiculului proiectat este prezentata in tabelul de mai jos:

V1[km/h]D1[-]V2[km/h]D2[-]V3[km/h]D3[-]V4[km/h]D4[-]V5[km/h]D5[-]V6[km/h]D6[-]

9.680.21611.460.18213.750.15215.860.13118.750.11020.620.100

17.980.25421.280.21525.540.17829.470.15334.820.12838.310.115

24.900.28029.470.23635.360.19440.800.16748.220.13853.040.123

31.820.29937.650.25245.180.20652.130.17661.610.14467.780.128

40.120.31547.480.26559.970.21565.740.18277.690.14785.460.128

44.270.31952.390.26962.870.21772.540.18385.730.14694.300.126

47.040.32155.660.27066.790.21777.070.18291.090.144100.10.124

49.800.32258.940.27170.720.21781.610.18196.440.1421060.121

58.110.32068.760.26882.510.21295.210.174112.50.132123.70.108

66.410.30878.580.25994.300.200108.80.161128.50.116141.40.091

74.710.28988.410.2411060.181122.40.141144.60.095159.10.067

83.010.26199.870.217117.80.1561360.116160.70.067176.80.038

91.310.2241080.185129.60.125149.60.085176.80.034194.50.003

Tabelul 5.1.5. Determinarea pe cale analitica a factorului dinamicReprezentarea grafica a factorului dinamic in functie de viteza pentru toate treptele cutiei de viteze se numeste caracteristica dinamica. Forma caracteristicii dinamice este redata in figura de mai jos:

Fig. 5.1.5 Caracteristica dinamic a autovehiculului

5.1.4. Caracteristicile acceleratiilor si a inversului acceleratiilor

Studiul demararii autovehiculului presupune determinarea acceleratiei, a timpului si spatiului de demarare, precum si a indicilor cu ajutorul carora se poate aprecia capacitatea de sporire a vitezei.Acceleratia autovehiculului caracterizeaza in general calitatile lui de demarare, deoarece, in conditii egale cu cat acceleratia este mai mare, cu atat creste viteza medie de exploatare. Pentru determinarea acceleratiei, precum si pentru studiul performantelor de demarare se considera autovehiculul in miscare rectilinie, pe o cale orizontala, in stare buna, cu un coeficient mediu al rezistentei la rulare .Carateristica acceleratiilor se construieste din caracteristica dinamica, pe baza relatiei

Scrisa pentru o treapta oarecare a cutiei de viteze, relatia de mai sus devine: iar daca acceleratia se determina pentru cazul deplasarii pe o cale orizontala relatia se scrie ca , unde:- este coeficientul rezistenti la rulare ; - este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie, pentru treapta a cutiei de viteze ;Coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie, pentru o anumita treapta a cutiei de viteze, se calculeaza cu relatia:

Cu valorile stabilite la subcapitolul 3.4. pentru momentul masic de inertie al pieselor motorului si ambreiajului , respectiv al unei roti , se poate trece la calculul coeficientului pentru fiecare treapta de viteza in parte:

Introducnd n relatia se obtine formula de calcul a acceleratiei autovehiculului, formula pe baza careia se va face determinarea analitica a acceleratiei si trasarea caracteristicii acceleratiilor, respectiv:

Determinarea pe cale analitica a caracteristicii acceleratiilor se face pe baza tabelului urmator:

v1[km/h]a1[m/s^2]v2[km/h]a2[m/s^2]v3[km/h]a3[m/s^2]v4[km/h]a4[m/s^2]v5[km/h]a5[m/s^2]v6[km/h]a6[m/s^2]

9.681.37811.461.15813.750.94315.860.79318.750.63720.620.558

17.981.66121.281.40225.541.14429.470.96434.820.77538.310.678

24.901.84929.471.56435.361.27340.801.07048.220.85653.040.743

31.821.99337.651.68845.181.36752.131.14461.610.90667.780.778

40.122.10947.481.78659.971.43465.741.19077.690.92485.460.778

44.272.14452.391.81462.871.44972.541.19585.730.91694.300.762

47.042.15855.661.82666.791.45177.071.19291.090.904100.10.744

49.802.16558.941.83170.721.44981.611.18396.440.8881060.722

58.112.14568.761.81182.511.40795.211.127112.50.808123.70.625

66.412.06378.581.73694.301.314108.81.023128.50.683141.40.483

74.711.91788.411.6061061.172122.40.873144.60.513159.10.297

83.011.71099.871.421117.80.9791360.675160.70.298176.80.06

91.311.4391081.182129.60.736149.60.430176.80.038194.5-0.210

Tabelul 5.1.6. Determinarea pe cale analitica a aceleratiei autovehicululuiReprezentarea grafica a acceleratiei autovehiculului in functie de viteza de deplasare, pentru fiecare treapta de viteza in parte, este prezentata in figura de mai jos:

Fig. 5.1.6. . Caracteristica acceleraiilor autovehiculului

Caracteristica inversului acceleratiilor reprezinta dependenta grafica dintre inversul acceleratiei si viteza de deplasare a autovehiculului . Ea se construieste pornind de la caracteristica acceleratiilor, calculand pentru fiecare acceleratie in parte , in fiecare treapta, inversul acceleratiei. Caracteristica inversului acceleratiilor se calculeaza si se construieste in mod conventional pana la Determinarea pe cale analitica a caracteristicii inversului acceleratiilor se realizeaza pe baza urmatorului tabel:v1[km/h]1/a1[s^2/m]v2[km/h]1/a2[s^2/m]v3[km/h]1/a3[s^2/m]v4[km/h]1/a4[s^2/m]v5[km/h]1/a5[s^2/m]v6[km/h]1/a6[s^2/m]

9.680.72511.460.86313.751.06015.861.26018.751.56720.621.791

17.980.60121.280.71225.540.87329.471.03734.821.28838.311.474

24.900.54029.470.63935.360.78540.800.93348.221.16753.041.344

31.820.50137.650.59245.180.73152.130.87361.611.10367.781.284

40.120.47347.480.55959.970.69765.740.84077.691.08285.461.284

44.270.46652.390.55062.870.69072.540.83685.731.09194.301.312

47.040.46355.660.54766.790.68877.070.83891.091.105100.11.342

49.800.46158.940.54570.720.69081.610.84496.441.1261061.384

58.110.46668.760.55282.510.71095.210.886112.51.237123.71.598

66.410.48478.580.57594.300.760108.80.976128.51.462141.42.066

74.710.52188.410.6221060.853122.41.145144.61.946159.13.363

83.010.58499.870.703117.81.0201361.480160.73.346176.815.16

91.310.6941080.845129.61.358149.62.323176.825.76194.5-4.754

Tabelul 5.1.7. Determinarea pe cale analitica a inversului acceleratiilorReprezentarea grafica a caracteristicii inversului acceleratiilor este prezentata in figura de mai jos:

Fig. 5.1.7. Caracteristica inversului acceleraiilor

5.2. Performanele de demarare5.2.1 Timpul de demarareTimpul de demarare reprezinta timpul necesar pentru ca autovehiculul sa-si sporeasca viteza de la valoarea minima in prima treapta pana la valoarea maxima in ultima treapta. In mod conventional s-a stabilit ca timpul de demarare se calculeaza pana la o viteza de 100 km/h. Timpul de demarare se obtine prin integrarea numerica a relatiei .Determinarea analitica a timpului de demarare se face pe baza tabelului de mai jos:

v[km/h]1/a[s^2/m]td

000

9.680.7251.949

13.830.6542.703

20.750.5743.806

26.280.5314.622

31.820.5015.393

38.740.4776.310

45.650.4647.200

53.590.4628.219

66.410.4849.943

74.710.52111.14

84.390.59912.75

91.310.69414.08

1000.73415.86

Tabelul 5.2.1. Determinarea analitica a timpului de demarare

Reprezentarea grafic a caracteristicii timpului de demarare se prezinta in figura de mai jos:

Fig. 5.2.1. Timpul de demarare

Spatiul de demarareSpatiul de demarare reprezinta distanta parcursa de autovehicul in timpul de demarare. Determinarea analitica a spatiului de demarare se face pe baza urmatorului table:v[km/h]td[s]sd[m]

000

9.680.7255.241

13.830.6548.358

20.750.57415.67

26.280.53122.77

31.820.50131.07

38.740.47743.20

45.650.46457.02

53.590.46275.15

66.410.484110.5

74.710.521136.2

84.390.599170.5

91.310.694197.6

1000.734235.9

Tabelul 5.2.2. Determinarea analitica a spatiului de demarareReprezentarea grafic a caracteristicii spatiului de demarare se prezinta in figura de mai jos:

Fig. 5.2.2. Spaiul de demarare5.3. Performanele de frnareFrnarea este procesul prin care se reduce partial sau total viteza autovehiculului. Ea se realizeaza prin generarea in mecanismele de franare ale rotilor a unui moment de franare ce determina aparitia unei forte de franare la roti indreptata dupa directia vitezei autovehiculului, dar de sens opus ei.Aprecierea si compararea capacitatii de franare a autovehiculului se face cu ajutorul deceleratiei maxime absolute (af) sau relative (df), a timpului de franare (tf) si a spatiului minim de franare (Sf), in functie de viteza initiala a autovehiculului.5.3.1 Determinarea deceleraieiLa determinarea capacitatii de decelerare a autovehiculului pot fi studiate 3 situatii, si anume: Cazul in care franeaza rotile ambelor puntiDeceleratia 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 denumirea de deceleratie maxima posibila sau deceleratie maxima ideala si se exprima prin relatia:

unde: este acceleratia gravitationala; este coeficientul de aderenta; este unghiul de inclinare longitudinala a drumului (pentru drum orizontal );Inlocuind in relatia de mai sus se obtine o valoare a deceleratiei maxime posibile:

Cazul in care franeaza numai rotile puntii din faDeceleratia maxima, in cazul in care se franeaza numai cu rotile puntii din fata, se obtine atunci cand rotile franate ajung la limita de aderenta in timp ce rotile puntii in spate ruleaza liber. Deceleratia maxima obtinuta in aceste conditii se exprima prin relatia:

unde: si sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehiculului; este ampatamentul autovehiculului; este acceleratia gravitationala; este coeficientul de aderenta; este unghiul de inclinare longitudinala a drumului (pentru drum orizontal );Inlocuind in relatia de mai sus se obtine valoarea deceleratiei pentru cazul in care franeaza numai rotile puntii din fata:

Cazul in care franeaza numai rotile puntii din spateDeceleratia maxima, in cazul in care se franeaza numai cu rotile puntii din spate, se obtine atunci cand rotile franate ajung la limita de aderenta in timp ce rotile puntii in fata ruleaza liber. Deceleratia maxima obtinuta in aceste conditii se exprima prin relatia:

unde: si sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehiculului; este ampatamentul autovehiculului; este acceleratia gravitationala; este coeficientul de aderenta; este unghiul de inclinare longitudinala a drumului (pentru drum orizontal );Inlocuind in relatia de mai sus se obtine valoarea deceleratiei pentru cazul in care franeaza numai rotile puntii din spate:

5.3.2 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 tangential ajung simultan la limita de aderenta, poarta denumirea de spatiu minim posibil de franare, si se determina, in cazul franarii intre vitezele , cu relatia:

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

unde: este acceleratia gravitationala; este coeficientul de aderenta;Pe baza relatiei de mai sus s-a realizat determinarea pe cale analitica a spatiului de franare, dupa cum se prezinta in tabelul de mai jos:fi=0.7fi=0.6fi=0.5fi=0.4fi=0.3

v[km/h]sf[m]v[km/h]sf[m]v[km/h]sf[m]v[km/h]sf[m]v[km/h]sf[m]

195213.6195249.2195299195373.8195498.4

185192.2185224.3185269.1185336.4185448.6

175172175200.7175240.8175301.1175401.4

165152.9165178.4165214.1165267.6165356.8

155134.9155157.4155188.9155236.2155314.9

145118.1145137.8145165.3145206.7145275.6

135102.3135119.4135143.3135179.1135238.9

12587.7125102.4125122.8125153.6125204.8

11574.311586.6115104115130115173.3

10561.910572.210586.7105108.3105144.5

9550.79559.19570.99588.795118.3

8540.598547.358556.8285718594.7

7531.67536.87544.27555.37573.7

6523.76527.66533.26541.56555.3

5516.95519.85523.75529.75539.6

4511.34513.24515.94519.94526.5

356.88358.02359.6335123516

253.51254254.9256.1258.1

151.2151.4151.7152.2152.9

50.1450.1650.1950.2450.32

0000000000

Tabelul 5.3.1. Determinarea spatiului de franare minim

Reprezentarea grafica a caracteristicii spatiului de franare minim se prezinta in figura de mai jos:

Fig. 5.3.1. Spaiul de frnare5.3.3 Determinarea timpului de frnare

Timpul de franare prezinta importanta mai ales in urma proceselor de lucru ale dispozitivelor de franare si mai putin ste utilizat pentru aprecierea capacitatii de franare a autovehiculelor. La franarea ambelor punti, timpul de franare poarta denumirea de timpul minim posibil de franare, si se determina, in cazul franarii intre vitezele , cu relatia:

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

unde: este acceleratia gravitationala; este coeficientul de aderenta;Pe baza relatiei de mai sus s-a realizat determinarea pe cale analitica a spatiului de franare, dupa cum se prezinta in tabelul de mai jos:fi=0.7fi=0.6fi=0.5fi=0.4fi=0.3

v[km/h]tf[s]v[km/h]tf[s]v[km/h]tf[s]v[km/h]tf[s]v[km/h]tf[s]

1957.881959.201951119513.819518.4

1857.481858.7318510.41851318517.4

17571758.21759.9117512.317516.5

1656.671657.781659.3416511.616515.5

1556.261557.311558.7715510.915514.6

1455.861456.841458.2114510.214513.6

1355.461356.371357.641359.5513512.7

1255.051255.8912571258.8412511.7

1154.651155.421156.511158.1411510.8

1054.241054.951055.941057.431059.91

953.84954.48955.37956.72958.96

853.43854854.81856858

753753.53754.24755.30757

652.62653653.68654.60656.13

552.22552.59553.11553.89555.19

451.82452.12452.54453.18454.24

351.41351.65351.98352.477353.30

251251.17251.41251.7625352.

150.60150.70150.84151151.41

50.2050.2350.2850.3550.47

0000000000

Tabelul 5.3.1. Determinarea spatiului de franare minim

Reprezentarea grafica a caracteristicii spatiului de franare minim se prezinta in figura de mai jos:

Fig. 5.3.1. Spaiul de frnare

Bibliografie:

1. Stefan Tabacu , Ion Tabacu , Tiberiu Macarie , Elena Neagu Dinamica autovehiculelor , Indrumar de proiectare , Editura Universitatea din Pitesti , 20041. Tabacu Ion , Macarie Tiberiu , Stanca Ion Calculul si Constructia automobilelor , Indrumar de laborator , Litografia Universitatii din Pitesti , 1985.1. Racota, Radu Constructia motoarelor pentru automobile , Indrumar de laborator , Litografia Universitatii din Pitesti , 19951. Tabacu, Ion Transmisii mecanice pentru autoturisme , Ed. Tehnica , Bucuresti , 1999.1. Revista de specialitate : Top Gear 20111. Revista de specialitate : Auto Expert 20067. Revista de specialitate : Auto Expert 2010