UNIVERSITATEA POLITEHNICA DIN BUCURESTIFacultatea Transporturi

Departamentul Autovehicule Rutiere

PROIECT

AUTOMOBILE

Conducător proiect: Student:

Sl.dr.ing. Laurentiu POPA Pricope Ionut-Stefan

2015

TEMA PROIECTULUI

Sa se efectueze proiectarea generala, functionala privind dinamica tractiunii si ambreiajul pentru un automobil avand urmatoarele caracteristici:

• Tipul automobilului: autobuz urban

• Numar locuri: 80

• Viteza maxima constructiva: 120 km/h

• Tip motor: MAC

• Tractiune: 4X2

• Panta maxima: 30%

Cap 1. ANALIZA MODELELOR SIMILARE DE AUTOVEHICULE. STABILIREA TIPULUI DE AUTOVEHICUL CE SE VA PROIECTA

1.1 ALEGEREA MODELELOR SIMILARE

Modele selectate:

Model 1(A)-Isuzu Citibus

Model 2(B)- BMC HAWK

Model 3(C)- GULLERYUZ GD 272 City Bus

Model 4(D)- MERCEDES CITARO

Model 5(E)- MAN NL 222

Tab.1.1. Modele similare de autobuze urbane alese

Au fost alese 5 modele de autobuze urbane, dintr-o gama diversa de constructori, cu diverse motorizari si constructii diferite, dar care se incadreaza cerintelor temei.

Astfel, numarul de locuri variaza intre 67+1(ISUZU CITIBUS) si 96+1 (MAN NL222).

Viteza maxima constructiva a modelelor alese variaza intre 110 km/h pentru modelul BMC HAWK care beneficiaza si de cel mai mare motor, de 7600 cc, si 80 km/h, viteza limitata electronic pentru alte modele.

Nr.Crt.

Model Nr. Locuri Viteza maxima(km/h)

1.(A)

ISUZU CITIBUS

27+40+1 100

2. (B)BMC HAWK

33+37+1 110

3. (C)GULLERYUZ GD 272 city

bus

33+41+1 100

4. (D)MERCEDES

CITARO

45+38+1 80

5. (E)MAN NL

222

32+64+1 100

1.2 ANALIZA PARTICULARITATILOR CONSTRUCTIVE ALE MODELELOR SIMILARE

In continuare se va prezenta analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare alese ce tin de: capacitatea cilindrica, tip transmisie, sistem de franare, suspensie, pneuri.

Tab.1.2. Centrallizarea parametrilor constructivi ai modelelor similare

Nr.Crt.

Model CapacitateCilindrica(cc)/motor

Tip transmisie Sistem de franare fata / spate

Suspensie fata/ spate Pneuri

1.A

5193 Cutie de viteze manuala ISUZU

Sistem de franare pneumatic si discuri pe toate rotile

Punte fata independenta Voith cu 2 perne si 2 amortizoare

265/70R19,5

2. B 6700 ZF 6HP 504C automatica , cu 6 + 1 trepte

Cu discuri fata + spate , sistem ABS + ASR

PneumaticaFata 2 perne aer +2 amortizoare socSpate 4perne aer+4 amortizoare soc

265/70R19,5

3. C 4 580 cmc ZF 6S 700 BO Pneumatice cu 2+1 circuite , fata - spate, disc

Fata pneumatic cu 2 perne de aer si 4 amortizoare h

spate -pneumatic cu 4 perne aersi4 amortizoare hidraulice

245 / 75 R 17,5

4. D 6370 Transmisie Voith cu 4 trepte

Sistem de frânare cu circuit dual, frâne pe discuri

Suspensie pneumatică prin intermediul unui control de nivel electronic ( ENR)

275/70 R 22.5

5. E 6871 Cutie de viteze ZF 4HP 500

echipamentstandard de ABS

Sistem de suspensie pe aer ECAS (controlata electronic)

275/70 R22,5

1.3 ANALIZA PRINCIPALILOR PARAMETRI AI DIMENSIUNII EXTERIOARE

Dimensiunile principale ale autobuzelor alese sunt foarte variate, deoarece acestea difera foarte mult datorita numarului de locuri, amplasarii scaunelor si a altor factori.

Autobuzul GULLERYUZ GD 272 city bus este de departe cel mai lung dintre modelele alese, cu o lungime de 12000mm si un ampatament de 6200 mm, urmat de Mercedes Citaro U si Man NL 222.

Tab.1.3. Centralizarea rincipalilor parametri ai dimensiunilor exterioare.

Nr.Crt.

Model

Lungime(mm)

Latime(mm)

Inaltime(mm)

Ampatament (mm)

Consola fata (mm)

Consola spate (mm)

Ecartament fata (mm)

Ecartament spate (mm)

1. A 9515 2409 2886 4435 2135 2945 2012 1751

2. B 9800 2500 2980 4400 2200 3000 2010 1880

3. C 12000 2500 2950 6200 2500 3300 2048 1802

4. D 11950 2550 2871 5845 2705 3400 2040 1810

5. E 11675 2500 2872 5875 2600 3200 2030 1780

Lungim

e

Latime

Inaltime

Ampatamen

t

Concola

fata

Consola

spate

Ecart

ament f

ata

Ecart

ament s

pate0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

14000

Isuzu CitibusBMC HAWKGULLERYUZ GD 272 MERCEDESMAN NL 222

Fig.1. Principalii parametri ai dimensiunilor exterioare.

1.4 ANALIZA PARAMETRILOR MASICI

Dupa cum se poate vedea si in tabelul 1.3, parametrii masici ai modelelor alese difera mult, acest lucru fiind influentat de principalii parametri dimensionali si de numarul de locuri.

Asemanator parametrilor dimensionali, parametrii masici ai autobuzelor alese variaza in functie de producator insa au valori apropiate. Astfel masa proprie este mai mare de 7500 de kg pentru toate cele alese, si ajunge la o medie de 9768 de kg.

Sarcina utila difera in functie de model, avand valori cuprinse intre 4320 kg BMC HAWK si 7800 kg Mercedes Citaro U .

Modelul cu cea mai mare masa proprie este Mercedes Citaro U, datorita masivului motor.De asemenea este si cel mai voluminos dintre cele 5 modele alese, avand si sarcina utila cea mai mare si implicit cel mai mare numar de locuri.

Tab.1.4. Centralizarea parametrilor masici

Nr.Crt.

Model Masa proprie [kg]

Sarcina utila [kg]

Masa totala [kg] Coeficient de tara

1. A 7800 6200 14000 1.25

2. B 8640 4320 12960 2

3. C 10200 4400 14600 2.31

4. D 11200 7800 19000 1.43

5. E 11000 7000 18000 1.57

Fig.1.2 Principalii parametri masici- masa proprie, sarcina utila si masa totala

ISUZU

Citibus

BMC HAWK

GULLERYU

Z GD 272 cit

y bus

Merced

es Cita

ro U

MAN NL 2

220

0.5

1

1.5

2

2.5

Coeficient de tara

Fig.1.3 Parametri masici- coeficientul de tara

ISUZU

Citibus

BMC HAWK

GULLERYU

Z GD 272 cit

y bus

Merced

es Cita

ro U

MAN NL 2

220

2000

4000

6000

8000

10000

12000

14000

16000

18000

20000

Masa proprie Sarcina utila Masa totala

1.5 ANALIZA PARAMETRILOR ENERGETICI

Cilindreele variaza in functie de model, datorita tipurilor diferite de motoare, numarului de cilindrii ai motoarelor. Astfel maximul, 6700 se inregistreaza pentru motorul in 6 cilindri al autobuzului Man NL 222, iar minimul de 4 580cc pentru Gulleryuz .

Modelul cel mai puternic este Mercedes cu o putere maxima de 240kW iar cel mai slab este Gulleryuz cu 136 kw.Cuplul maxim apare la autobuzul cu puterea cea mai mare, adica Mercedes,

iar minimul pentru autobuzul Gulleryuz care are un motor cu doar 4 cilindri in linie.

Tab.1.5. Centralizarea parametrilor energetici

Nr.Crt.

Model Cilindree (cc)

Numar cilindri

Putere maxima (kW)

Turatia la putere maxima (rot/min)

Cuplu maxim (Nm)

Turatia la cuplu maxim (rot/min)

Puterea specifica (W/kg)

1. A 5193 4l 150 2600 637 1600-2600

10.71

2. B 6700 6l 210 2300 990 1300 16.20

3. C 4 580 4l 136 2300 700 1200 9.31

4. D 6370 6l 240 2200 1120 1300 12.63

5. E 6871 6l 186.5 2100 960 1200-1600

10.36

Turatiile motoarelor nu depasesc un maxim de 2600 de rpm datorita motorului Diesel.

Isuzu BMC GULLERYUZ Mercedes Man0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

Cilindree cc

Cilindree cc

Fig. 1.4 Parametrii energetici - cilindreea

Isuzu BMC GULLERYUZ Mercedes Man0

200

400

600

800

1000

1200

Cuplu maxim (Nm)

Cuplu maxim (Nm)

Fig. 1.5. Parametrii energetici – cuplu maxim

Isuzu BMC GULLERYUZ Mercedes Man0

500

1000

1500

2000

2500

3000

Turatia la putere maxima (rot/min)Series2Turatia la cuplu maxim (rot/min)

Fig.6.Parametrii energetici – turatia la putere maxima si turatia la cuplu maxim

Isuzu BMC GULLERYUZ Mercedes Man0

50

100

150

200

250

300

Putere maxima (kW)Puterea specifica (W/kg)

Fig.7. Parametrii energetici – puterea maxima si puterea specifica

1.6 STABILIREA TIPULUI DE AUTOMOBIL CE SE VA PROIECTA

In acest subcapitol se vor concluziona datele și parametrii analizați în vederea stabilirii modelului ce poate fi considerat drept referință în vederea proiectării autovehciculului prescris în temă.

Principalii parametrii analizați care vor fi luați în considerare în proiectarea noului model sunt următorii:

- tipul automobilului: autobus urban;

- număr de locuri: 80;

- viteza maximă constructive: 120 km/h;

- panta maximă: 30%;

- alte particularități: MAS, 4x2;

Cap 2. STUDIUL ORGANIZARII GENERALE SI A FORMEI CONSTRUCTIVE A AUTOMOBILULUI IMPUS PRIN TEMA

2.1 PREDETERMINAREA PRINCIPALILOR PARAMETRI DIMENSIONALI SI MASICI AI AUTOBUZULUI PRECUM SI A SUBANSANSAMBLELOR ACESTUIA

2.1.1. Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exteriori.

Tabelul 2.1.1 Centralizarea datelor dupa calculul sumei consolelor:

ModelNr.

Lungimea totalaLa (mm)

AmpatamentulL (mm)

Suma consolelorC1 + C2 (mm)

1 9515 4435 50802 9800 4400 54003 12000 6200 58004 11950 5845 61055 11675 5875 5800

Predeterminarea ampatamentului ( L ) :

Din tabelul 2.1si histograma La se poate observa ca cele mai apropiate valori ale ampatamentului sunt valorile de la modelele GULLERYUZ ,MERCEDES si MAN, acesta variand intre 4400 si 6200 mm. O predeterminare a marimii ampatamentului autobuzului ce urmeaza a fi proiectat este in jurul valorii de 5975 mm.

Predeterminarea consolelor fata ( C1 ), respectiv spate ( C2 ) :

Din tabelul 2.1 si hstograma C1+C2 se poate observa lungimea totala a sumei consolelor fata si spate variaza intre 5080 si 6105 mm. Totusi, cele mai apropiate valori sunt cele ale autobuzelor GULLERYUZ ,MERCEDES si MAN mm. Din aceasta cauza, o predeterminare a sumei consolelor este in jurul valorii de 5900 mm astfel 2700 mm consola fata si 3200 mm consola spate.

Predeterminarea lungimii totale ( La ) :

Pentru predeterminarea lungimii totale a autocamionului ce urmeaza a fi proiectat se face suma dintre ampatament si cele doua console, fata-spate. Dupa predeterminarea primilor parametrii, lungimea totala este egala cu :

La = C1+L+ C2 = 2700+5975 +3200 = 11875 mm (1.1)

Predeterminarea ecartamentului ( l ) :

Pentru predeterminarea encartamentului autocamionului ce urmeaza a fi proiectat, se folosesc valorile modelelor similare din tabelul 1.3. Dupa cum se observa, encartamentul are valori destul de apropiate, minimul fiind de 2012 mm, in timp ce maximul este de 2040 mm insa cele mai apropiate valori sunt cele ale modelelor GULLERYUZ ,MERCEDES si MAN.O prima predeterminare a valorii ecartamentului ar fi de 2040 mm.

Predeterminarea inaltimii maxime ( h ) :

Predeterminarea inaltimii maxime a autocamionului ce urmeaza a fi proiectat se foloseste, de asemenea, tabelul 1.3. Dupa cum se poate observa,valorile inaltimii modelelor similare alese sunt intre 2870 mm si 2950 mm. O predeterminarea a inaltimii maxime este de 2900 mm.

2.1.2. Predeterminarea principalilor parametri masici ai autobuzului

Predeterminarea masei liniara raportata si a masei proprii :

Pe baza datelor din tabelul 1.1 si 1.4 putem calcula masa raportata

Tab 2.1.2 Centralizarea parametrilor masici ai autobuzului

Din tabelul 2.1.2 am ales masa raportata egala cu 130 kg iar cu ajutorul formulei mrap=m0/NL (2.1) si avand numarul de locuri impus prin tema va rezulta o masa

proprie calculata m0-calc = mrap x NL => m0-calc= 130 x 80= 10400 kg. (2.2)

Masa proprie aleasa va fi de 10500 kg.

In conformitate cu STAS 6926/1-90, pentru determinarea masei utile nominale (mun) se vor lua in considerare urmatorii parametri: -masa persoanei de serviciu (ms) permanent la bord, 75 kg; -masa pasagerului (mp), 70 kg; -masa bagajului unui pasager (mbp), 7 kg; Masa utila nominala-calculata se poate calcula cu formula: mun= ms+(mp+mbp)x NL deci mun= 75+77x80= 6235 kg.(2.3) Aleg masa utila nominala de 6300 kg. Masa autobuzului mau= m0+mun=10500+6300=16800 kg. (2.4)

Model Masa proprie m0[kg]

Numar de locuri

Masa raportata calculata

Mrap[Kg/loc]A 7800 68 110B 8640 71 120C 10200 75 130

D 11200 84 130E 11000 97 110

2.1.3 . Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici ale principalilor ansambluri componente ale autobuzului.

Tab2.1.3 Centralizarea principalelor ansambluri si subansambluri

Nr.crt. Denumire subansamblu Masa [kg] Participatii masice1 Motor 1000 9.52

2 Baterie+instalatie electrica 80 0.76

3 Radiator 40 0.38

4 Ambreiaj 50 0.47

5 Cutie viteze 150 1.42

6 Punte fata 450 4.28

7 Roti fata 300 2.85

8 Suspensie fata 150 1.47

9 Sistem de evacuare 100 0.95

10 Diferential+transmisie 200 1.89

11 Scaune interior 780 7.45

12 Rezervor combustibil 65 0.61

13 Punte spate 800 7.64

14 Roti spate 600 5.71

15 Suspensie spate 200 1.90

16 Scaun sofer 45 0.42

17 Directie 200 1.90

18 Sasiu 860 8.19

19 Caroserie+usi+geamuri 4430 42.19

Total 10500

2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere.

2.2.1.Predeterminarea formei si a dimensiunilor postului de conducere si a insotitorului auto.

Dimensionarea spatiului util se face in concordanta cu forma si dimensiunile postului de conducere care sunt determinate in functie de cele ale manechinului bidimensional, care se executa la scara si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin. Acesta este constituit din mai multe componente printre care se numara torsul si segmentele picioarelor.Poziţionarea manechinului se va reprezenta grafic sub forma unui desen care va cuprinde poziţionarea manechinului pe scaunul şoferului. În cadrul acestui desen se vor indica şi reprezenta grafic unghiurile si dimensiunile postului de conducere din tabelul 2.2.2 .

Tabel 2.2.1. Dimensiunile postului de conducere

Nr.crt.

Dimensiunea Limita de modificare

1. Unghiul de inclinare spre inapoi,φ [ °] 9…..33

2. Distanta verticala de la punctul H la punctul calcaiului, Hz

[mm] 130……320

3. Cursa orizontala a punctului H, Hx [ mm ] minim 130

4. Diametrul volanului, D [mm] 330…..600

5. Unghiul de inclinare a volanului, θ[ °] 10……70

6. Distanta orizontala intre centrul volanului si punctul calcaiului, Wx [ mm ] 660….152

7. Distanta verticala intre centrul volanului si puntul calcaiului, Wz [ mm ] 530….838

Distanta de la axa de simetrie a scaunului

conducatorului pana la axa pedalei de frana se deplaseaza cu 100 mm, pentru un raspunsa mai rapid din partea conducatorului in cazul unor evenimene ce necesita un timp de actiune foarte scurt.

Fig. 2.2.1. Schema privind dimensiunile postului de conducere.

.

Tabel 2.2.2. Dimensiunile alese ale postului de conducere

Nr.crt.

DimensiuneaValoarea aleaza

1. Unghiul de inclinare spre inapoi,φ 17 [ °]

2. Distanta verticala de la punctul H la punctul calcaiului, Hz 450 [ mm ]

3. Cursa orizontala a punctului H, Hx 730 [ mm ]

4. Diametrul volanului, D 440 [ mm ]

5. Unghiul de inclinare a volanului, θ 52 [ °]

6. Distanta orizontala intre centrul volanului si punctul calcaiului, Wx 385 [ mm ]

7. Distanta verticala intre centrul volanului si puntul calcaiului, Wz 870 [ mm ]

Fig 2.2.2 Schema manechinului bidimensional

Fig 2.2.3 Schita postului de conducere

2.3 Întocmirea schiţei de organizare generală a autobuzului

Întocmirea schiţei de organizare generală constă în desenul autobuzului în care se evidenţiază organizarea generală în faza iniţială de proiectare a acestuia.În acest desen se evidenţiază postul de conducere, spaţiul util, grupul motor-transmisie, punţile precum şi alte componente ale autobuzului.

2.3.1 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului atât la sarcină nulă cât şi la sarcină utilă maximă constructivă.

Determinarea centrului de greutate al automobuzului se va face atât la încărcare nulă cât şi la încărcare utilă maximă constructivă.

TABEL 2.3.1 Centralizarea centrelor de greutate ale subansamblurilor si a autobuzului la incarcare nula

Nr.crt. Denumire subansamblu mj [kg] Xj[mm] Zj[mm] Xj*mj [mmkg] Zj* mj

[mmkg]1 Motor 1000 -8157.0000 919.2500 -8157000 919250

2 Baterie+instalatie electrica 80 -8400.5000 1207.7500 -672040 96620

3 Radiator 40 2606.0000 1012.2500 104240 40490

4 Ambreiaj 50 -7389.0000 719.4688 -369450 35973.44

5 Cutie viteze 150 -7198.0000 712.2500 -1079700 106837.5

6 Punte fata 450 6.0000 537.2500 2700 241762.5

7 Roti fata 300 0 571.5000 0 171450

8 Suspensie fata 150 18.0000 809.0000 2700 121350

9 Sistem de evacuare 100 -8329.0421 649.9832 -832904 64998.32

10 Diferential+transmisie 200 -6414.500 673.5000 -1282900 134700

11 Scaune interior 780 -3379.3393 1226.3492 -2635885 956552.4

12 Rezervor combustibil 65 -6742.0000 931.5000 -438230 60547.5

13 Punte spate 800 -5975.2500 543.0000 -4780200 434400

14 Roti spate 600 5974.9805 556.2512 3584988 333750.7

15 Suspensie spate 200 -5977.5000 835.5000 -1195500 167100

16 Scaun sofer 45 1732.9860 1580.6151 77984.37 71127.68

17 Directie 200 1584.2624 927.4341 316852.5 185486.8

18 Sasiu 860 -3192.7500 631.2500 -2745765 542875

19 Caroserie+usi+geamuri 4430 -2600.6030 1814.1237 -4717810.874 8036568

Total 10500 -3129.5179 1417.9544 -4437515.402 14888521

Fig 2.2.4 Schita autobuzului cu central de greutate G0 si centrele de greutate ale subansamblurilor cand autobuzul este descarcat

TABEL 2.3.2 Centralizarea centrelor de greutate ale subansamblurilor si a autobuzului complet incarcat

Nr.crt. Denumire subansamblu mj [kg] Xj[mm] Zj[mm] Xj*mj [mmkg] Zj* mj

[mmkg]1 Motor 1000 -8157.0000 919.2500 -8157000 919250

2 Baterie+instalatie electrica 80 -8400.5000 1207.7500 -672040 96620

3 Radiator 40 2606.0000 1012.2500 104240 40490

4 Ambreiaj 50 -7389.0000 719.4688 -369450 35973.44

5 Cutie viteze 150 -7198.0000 712.2500 -1079700 106837.5

6 Punte fata 450 6.0000 537.2500 2700 241762.5

7 Roti fata 300 0 571.5000 0 171450

8 Suspensie fata 150 18.0000 809.0000 2700 121350

9 Sistem de evacuare 100 -8329.0421 649.9832 -832904 64998.32

10 Diferential+transmisie 200 -641.500 673.5000 -1282900 134700

11 Scaune interior 780 -3379.3393 1226.3492 -2635885 956552.4

12 Rezervor combustibil 65 -6742.0000 931.5000 -438230 60547.5

13 Punte spate 800 -5975.2500 543.0000 -4780200 434400

14 Roti spate 600 5974.9805 556.2512 3584988 333750.7

15 Suspensie spate 200 -5977.5000 835.5000 -1195500 167100

16 Scaun sofer 45 1732.9860 1580.6151 77984.37 71127.68

17 Directie 200 1584.2624 927.4341 316852.5 185486.8

18 Sasiu 860 -3192.7500 631.2500 -2745765 542875

19 Caroserie+usi+geamuri 4430 -2600.6030 1814.1237 -4717810.874 8036568

20 Sofer 75 1891.4747 1512.0418 141860.6 214499161

21 Pasageri 6000 -3239.5989 1409.0355 113403.14 8454213

Total 16575 -3116.9007 1417.4426 -51662629 23494111

Fig 2.2.5 Schita autobuzului cu central de greutate G0 si centrele de greutate ale pasagerilor si soferului cand autobuzul este incarcat

Tabel 2.3.3 Centralizarea coordonatelor centrului de masa la cele doua stari de incarcare

Starea de incarcare ∑mj [kg] Xcg [mm] Ycg [mm] Incarcare nula 10500 -3129.5179 1417.9544Incarcare maxima16570 -3116.9007 1417.4426

Coordonatele centrului de greutate ale autobuzului complet incarcat sunt

XG= -3116 mm si YG= 1417 mm.

Deci a= 3116mm si b=2846 mm.

2.4.1 Determinarea încărcărilor la cele două punţi în cazul automobilului încărcat la sarcină maximă se face cu următoarele formule:

Puntea faţă: G1=bL⋅G [daN ]→G1=

28485975

⋅16575=7900daN (2.1)

Puntea spate: G2=aL⋅G [daN ]→G2=

31165975

⋅16575=8643daN (2.2)

Procentual :G1=47%GsiG2=53%G

2.4.2 Determinarea parametrilor de stabilitate longitudinală şi transversală

În faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut în vedere factorii geometrici: raza longitudinală şi transversală de trecere,garda la sol,unghiul de atac şi de degajare. Definitivarea lor se face odată cu schiţa de organizare generală şi a desenului de ansamblu.

Automobilul de proiectatvaaveacaracteristicile de stabilitate date întabelul 2.4.1.

Tab. 2.4.1 Caracteristici de stabilitate

Parametru Valoarea aleasa

Garda la sol [mm] 300Unghiul de atac [0] 100

Unghiul de degajare [0] 70

Factorii mecanici ai capacităţii de trecere defines interacţiunea dintre autobus şi mediul înconjurător şi legătura cu deplasarea acestuia pe un anumit drum.

Conditiile cele mai dificile la inaintare, pentru automobile sunt, in general, la urcarea pantei maxime impusa in tema de proiectare .

Unghiul limita de derapare:pmax=tgαpmax (2.3)

pmax=tgαpmax=30% deci αpmax =17o (2.4)

Unghiul de rasturnare:

tgα r=bhg

=28461432

=1.987⇒α r=arctg (1.987 )=630 (2.5)

Pantamaximă din tema de proiectareeste de 30% adică un unghi de 170.Condiţiile de stabilitate longitudinală, la deplasarea autobuzului pe pantă maximă impusă sunt:

α r≥αd≥α pmax pentruφx=0.7(2.6)

2.5 Alegerea anvelopelor si a jantelor

Pneul reprezinta partea elastica a rotii si este format din anvelopa si camera de aer.

Pentru alegerea pneurilor este necesar sa cunoastem incarcarea statica pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime calculate.

Zpj=G j

Npnj (2.7)

unde: Zpj – reprezinta incarcarea statica pe pneu pentru puntea j

Gj – reprezinta incarcarea statica la puntea j

Npnj – reprezinta numarul de pneuri al puntii j

j=1…Np (numar de pneuri)

Aplicand formula de mai sus,pentru puntea fata obtinem:

Zp1= G12 =

79002 = 3950 daN (2.8)

Respectiv pentru puntea spate :

Zp2=G24

=86434 = 2160 daN (2.9)

Capacitatea portanta necesara a pneului (definita ca fiind incarcarea radiala maxima suportata de acesta ) va fi:

Qp nec=(maxZpj)/kz (2.10) , unde kz=1 pentru autobuze

Qp1,nec= 3950

1 = 3950 daN (2.10) Aleg Qp1=4000 daN

Qp2,nec= 2160

1 = 2260 daN (2.11) Aleg Qp2=2200 daN

Fig 2.5.1 Indici de viteza

Fig 2.5.1 Indici de sarcina

Se poate observa ca pentru capacitatea de incarcare a puntii fata corespunde indicele de incarcare 158 iar pentru puntea spate corespunde indicele de sarcina 139. Indicele de viteza L corespunde vitezei de 120 km/h a autobuzului.

Pneul ales pentru automobilul de proiectat va avea următoarea simbolizare 275/70 R 22,5 L

cu următoarele caracteristici:

Lăţimea secţiunii pneului: Bu=275 mmDiametrul exterior: De= R*25,4+2*70*Bu/100 = 956 mm (2.12)Raza liberă r0=De/2= 478 mm (2.13)Raza statică rs=1,04*rr=427 mm (2.14)Raza de rulare rr=λ r0=0.93*478= 444 mm (2.15)Montare: SCapacitatea portantă Qp1=4000 daN respectiv Qp2=2200 daN şi presiunea aerului din pneu corespunzătoare p1=4,5 bar respectiv p2=4,5 bar.Viteza maximă de exploatare a pneului Vpmax=120 km/h.

Cap. 3 Studiul rezistentelor la inaintarea automobilului de proiectat si a puterilor corespunzatoare, in diferite conditii de deplasare.

3.1. Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare

a) Determinarea coeficentului de rezistenta la rulare a pneului

Avand in vedere ca viteza de deplasare a autoturismului este mare,pentru a calcula coeficentul de rezistenta la rulare se va folosi expresia parabolica de forma:

f =f 0+f 01∗V + f 02∗V2 (3.1)

Pentru care: f 0=1,6115∗10−2

f 01=−9,9130∗10−6

f 02=2,3214∗10−7

Vmax = 120 km/h ρna=0,75

Tabel 3.1 Variatialui f in functie de viteza

V [km/h] f [-]0 0,016115

20 0,0160140 0,0160960 0,01635680 0,016808

100 0,017445120 0,018268

0 20 40 60 80 100 1200.0145

0.015

0.0155

0.016

0.0165

0.017

0.0175

0.018

0.0185

V [km/h]

f [-]

Fig 3.1. Variatia lui f in functie de viteza

b) Determinareaarieisectiunii transversal maxime a autoturismului

Aria sectiunii transversal se obtineprinrelatia:

A = Cf * (Ha - hb) * la + Npn*hb*Bu[m2] (3.2)

Unde: Bueste latimea sectiunii anvelopei; hb este inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale; Ha, lareprezinta inaltimea si latimea gabaritica a autoturismului; Npn reprezinta numarul de pneuri Cf coeficientul de forma (Cf = 1)

Aria sectiunii transversal: A = 6,7 [m2]

Fig. 3.2 Aria sectiunii transversal

c) Determinarea coeficentului de rezistenta a aerului

Valoarea parametrului aerodinamic corespunzator autobuzelor este :

d) DETERMINAREA RANDAMENTULUI TRANSMISIEI

Pentru proiectare se foloseste un randament corespunzator autobuzelor de 0.9.

3.2. Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare,in functie de viteza de rulare si pentru diferite conditii de deplasare.

Rezistenta la rulare: Rrul= f(V)*Ga*cosαp (3.3)

Rezistenta la panta:Rp = Ga*sinαp (3.4)

Rezistenta aerului:

Ra=K∗A∗V x

2

13 k=0,06125*Cx (3.3)

Puterea corespunzatoare rezistentei:

P=R∗V360 (3.4)

Calculele se vor face in urmatoarele situatii de deplasare a autoturismului: Deplasare in palier (αp= 0°), fara vant;

Deplasare in panta maxima a drumului modernizat (pmax = 9%), fara vant.

Tabel 3.2. Determinarea rezistentelor si puterilor la inaintare pentru deplasare in palier (αp= 0), fara vant.

V [km/h]

f [-]

Rrul

[daN]Ra

[daN]∑R

[daN]Prul

[kw]Pa

[kw]∑P

[kw]0 0,01611 270.6 0 270.6 0 0 0

20 0,01601 269 9.47 278.4 14.94 0.526 15.4740 0,01609 270.3 37.88 308.2 30.03 4.209 34.2460 0,01635 274.8 85.23 360 45.8 14.21 6080 0,01680 282.4 151.5 433.9 62.75 33.67 96.42

100 0,01744 293.1 236.8 529.8 81.41 65.77 147.2120 0,01826 306.9 340.9 647.8 102.3 113.6 215.9

0 20 40 60 80 100 1200

100

200

300

400

500

600

700

RrulRaRtot

V [km/h]

R [d

aN]

Figura 3.3 Caracteristica rezistentelor pentru αp = 0°

0 20 40 60 80 100 1200

50

100

150

200

250

PrulPaPtot

Figura 3.4. Caracteristicile puterilor la inaintare pentru αp = 0°

Tabel 3.3. Determinarea rezistentelor si puterilor la inaintare pentru deplasare in panta maxima a drumului modernizat (pmax = 9%), fara vant.

V[km/

h]

f[-]

Rrul

[daN]Rp

[daN]Ra

[daN]∑R

[daN]Prul

[kw]Pp

[daN]Pa

[kw]∑P

[kw]

00,016

1269.55

851507.9

37 01777.4

96 0 0 0 0

200,016

0267.88

531507.9

37123.112

51898.9

3514.882

5283.774

280.8268

0699.483

61

400,016

0269.22

381507.9

37 492.452269.6

1129.913

76167.54

863.3237

51200.78

61

600,016

3273.57

431507.9

371108.01

252889.5

2445.595

72251.32

287.5992

86304.51

78

800,016

8281.10

381507.9

37 1969.83758.8

4162.467

51335.09

7113.881

67411.44

63

1000,017

4291.81

251507.9

373077.81

254877.5

6281.059

03418.87

1422.516

4522.44

68

1200,018

2305.53

311507.9

37 4432.056245.5

2101.84

44502.64

5733.948

12638.43

82

0 20 40 60 80 100 1200

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

RrulRpRaRtot

V [km/h]

R[da

N]

Figura 3.5 Caracteristica rezistentelor la inaintare pentru αp = 9°

0 20 40 60 80 100 1200

100

200

300

400

500

600

700

PrulPpPaPtot

V [km/h]

P [d

aN]

3.3. Predeterminarea caracteristicii de sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier.

Valoarea maxima a vitezei automobilului la deplasarea acestuia in treapta de viteza cea mai rapida, in palier,Vmax,impusa prin tema de proiect este de 215 km/h.Pentru a avea o anumita acoperire din punct de vedere al puterii,se poate admite ca atingerea vitezei maxime se obtine pe o foarte mica panta,p0=(0,05…0,3 % ) rezultand in acest fel o putere maxima Pmax,ceva mai mare decat in palier(p=0° ¿

Bilantul de puteri la rotile motoare este:Pr=ηt∗p=P rul+Pp+Pa+Pd (3.5)

Pt V = Vmax, rezulta cadvdt

=0si deciPd=0

Relatia devine :

ηt*Pvmax=1

360*[f(Vmax)*Ga cosα p0∗V max+Ga sinα p0∗V max+k∗A∗V max3

13]

(3.6)

Se determina Pvmax :

Pvmax=Vmax360 [f(Vmax)*Gacosα p0+Gasinα p0+k∗A∗Vmax 2

13 ] (3.7)

Pvmax=¿260 kW

Modelarea caracteristicii la sarcina totala:

P=Pmax*fp( nnp

) (3.8)Dar pentru V=Vmax,motorul va avea turatia nvmax, iar realatia 3.8 devine:

Pvmax=Pmax∗f p ¿) (3.9)

Pentru detrminarea puterii maxime a motorului se va determina caracteristica exterioară,

aceasta aproximându-se cu un plinom de gradul trei de forma:

Pmax=¿ Pvmaxfp (ζ )

kW (3.10)

ζ =nnp

<1 (3.11)

ζ este un coeficient pentru motoarele cu aprindere prin compresie(MAC) care se situeazăîn intervalul (0,8-1). Pentru calcule se adopta valoarea ζ=1. Fiind în concordanţă cu modelele similare se va alege pentru turaţia de putere valoarea np=2100 [rot/min], de aici rezultă că valoarea turaţiei la viteza maxima este :

nvmax = ζ*np =1*2100=2100 [rot/min]

Tipul motorului: Mac

ca=1,29ce=0,50

Se calculeaza valorile coeficientilor de forma ai caracteristicii motorului:

α =ce

2−ca(2ce−1)(ce−1)2 = 1 (3.12)

β=2ce−(ca−1)

(ce−1)2 = 1,16 (3.13)

γ=ca−1

(ce−1)2= 1,16 (3.14)

α '=2ce

2−3ce+ca(ce−1 )2 =1 ,1 6 (3.16)

β '=3−2ca−ce

2

(ce−1)2 = 0.68 (3.17)

γ '=2−(ce+ca)(ce−1)2 = 0.84 (3.18)

Se adopta o valoare pentru marimea raportata:

ζ=nvmaxnp

pt MAC alec ζ=1 (3.19)

fp (ζ )=0.982

Pmax=260

0.982=264 kW

Momentul motor la turația de putere maxima MP este dat de următoarea relație:

MP=955*P/n rezultamd un moment MP=120 daNm (3.20)

nM= ce *np (3.21)

nM= 0.5*2100=1050 rot/nin

Tab. 3.3.1 Valori representative ale turatiilor

Având în vedere recomandările prezentate în tabelul 9.2 se va adopta plaja de turații în care motorul funcționează stabil:

nmax/np=1.1 => nmax=1.2*np= 1.1*2100=2300 rot/min

nmax/nmin=2.6 => nmin= nmax/2.6= 2310/2.6=900 rot/min

Cap. 4 Calculul de dimensionare si de verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului

4.1 Determinarea momentului de calcul

Ambreiajul trebuie sa transmita cuplul maxim al motorului. Parametrul critic al ambreiajului cu frecare este diametrul exterior al discului condus. Capacitatea de transmitere a unui ambreiaj este (momentul de calcul):

M c=β∗Mmax (2.1)

unde valoarea coeficientului β se alege in functie de tipul, destinatia automobilului si particularitatile ambreiajului. Daca valoarea coeficientului este mare atunci ambreiajul prezinta avantaje, cum ar fi: nu apare pericolul patinarii in cazul uzurii garniturilor de frecare, se

micsoreaza lucrul mecanic de patinare, se mareste durata de functioanre a ambreiajului, dar apar si dezavantaje cum ar fi: se mareste forta la pedala mecanismului de actionare, manevrarea devine mai greoaie, cresc suprasarcinile in transmisie. Daca se alege un coeficient β prea mic se mareste tendinta de patinare a ambreiajului de unde rezulta cresterea uzurii garniturilor de frecare. Tinand cont de cele prezentate mai inainte, pentru valorile coeficientului de siguranta at ambreiajului se recomanda valorile:

β = 1,3…..1,75 pentru autoturisme cu capacitate normala de trecere; β = 2,0…..2,5 pentru autoturisme cu capacitate marita de trecere; β = 3,0…..4,0 pentru autoturisme de competitii sportive; β = 1,6…..2,0 pentru autocamioane si autobuze obisnuit

β = 2,0…..3,0 pentru autocamioane cu remorca sau autobuze urbane.

Am ales β = 1,7

M c=1,5∗332=498Nm