stat autofurgoneta

Cuprins

Cuprins

Introducere………………………………………………………………………………………. 1Capitolul 1. Dinamica autovehiculului………………………………………………………….

1.1 Studiul soluţiilor similare şi al tendinţei de dezvoltare………………………………..1.2 Organizarea generală şi parametri principali………………………………………….

1.2.1 Alegerea soluţiei de organizare generală……………………………………1.2.2 Dimensiuni geometrice principale…………………………………………..1.2.3 Greutatea autovehiculului, repartizarea greutăţilor pe punţi şi coordonatele

centrului de greutate……………………………………………………………………………….1.2.4 Alegerea roţilor şi determinarea razelor roţii………………………………..

1.3 Definirea condiţiilor de autopropulsare……………………………………………….1.3.1Rezistenţa la rulare. Alegerea mărimii coeficientului de

rezistenţă la rulare…………………………………………………………………………………1.3.2 Rezistenţa la pantă şi rezistenţa totală a căii………………………………...1.3.2Rezistenţa aerului. Alegerea mărimii coeficientului de rezistenţă

al aerului…………………………………………………………………………………………...1.3.4 Rezistenţa la demaraj. Alegerea mărimii coeficientului de influenţă

al maselor aflate în mişcare de rotaţie……………………………………………………………..1.3.5 Ecuaţia generală de mişcare rectilinie. Cazuri particulare…………………..

1.4Calculul de tracţiune…………………………………………………………………...1.4.1 Randamentul transmisiei…………………………………………………….1.4.2 Determinarea caracteristicii externe a motorului……………………………A. Determinarea puterii maxime…………………………………………………..B. Alegerea motorului şi mărimilor caracteristice………………………………...C. Calculul caracteristicii externe a motorului……………………………………1.4.3 Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei…………..A. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere……………………..B. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere……………………...C. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze………………………D. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei……………………...

1.5 Performanţele automobilului şi valorificarea performanţelor…………………………1.5.1 Bilanţul de tracţiune şi caracteristica forţei la roată…………………………1.5.2 Bilanţul de putere şi caracteristica puterilor la roată………………………...1.5.3Caracteristica dinamică………………………………………………………

1.5.4Caracteristicile de demaraj ale automobilului……………………………….A. Determinarea caracteristicii de accelerare…………………………………….. 1B. Determinarea timpului de demaraj……………………………………………. 11.5.5Caracteristica de frânare…………………………………………………….. 1A. Determinarea timpului de frânare minim………………………………………B. Determinarea spaţiului de frânare minim………………………………………

1

Cuprins

Capitolul 2. Calculul şi construcţia punţii motoare…………………………………………… 12.1 Alegerea tipului constructiv…………………………………………………………...2.2 Transmisia principală…………………………………………………………....……

2.2.1Organizarea cinematică a mecanismului reductor…………………………...2.2.2Dimensionarea geometrică a angrenajelor…………………………………..2.2.3Alegerea modulului angrenajului…………………………………………….2.2.4Calculul de rezistenţă şi verificarea a angrenajelor………………………….2.2.5Calculul de alegere al lagărelor………………………………………………

2.3 Diferenţialul…………………………………………………………………………...2.3.1 Organizarea cinematică a diferenţialului……………………………………2.3.2Calculul de rezistenţă şi verificare al angrenajului…………………………. 2.3.3 Calculul de rezistenţă pentru celelalte elemente……………………………

2.4 Transmisia la roţile motoare………………………………………………………….2.5 Butucul roţii…………………………………………………………………………. 2.6 Mecanismul de ghidare al punţii……………………………………………………..

2.6.1 Alegerea tipului constructiv………………………………………………..2.6.2 Cinematica roţii ghidate în mecanismul adoptat……………………………2.6.3 Calculul de rezistenţă şi dimensionare al mecanismului de ghidare………

Capitolul 3. Amenajarea interioară a autofurgonetelor……………………………………..Bibliografie………………………………………………………………………………………. 4

2

Cuprins

3

Introducere

Introducere

Evoluţia progresivă a autovehiculului încă de la apariţia sa, a fost impusă de conştientizarea omului, că acest sistem, la început modest înzestrat tehnologic, îi poate uşura munca devenind parte integrantă din activitatea vastă pe care o întreprinde în timpul vieţii. Plecând de la această premisă, se caută soluţii de modernizare continuă, atingând cote foarte înalte în ultima perioadă.

Spiritul practic al omului a condus la realizarea unor autovehicule capabile să-i uşureze munca zilnică. Încrucişând imaginaţia cu tehnologia şi mobilizând exemplar, a rezultat acel segment de maşini, adică autofurgonetele, care să corespundă nevoilor oamenilor.

Adaptarea la nevoile de transport prin sporirea confortului conducătorului auto, comparabil cu cel al unui autoturism şi în acelaşi timp mărindu-se considerabil siguranţa şi spaţiul de încărcare, au impus autofurgonetele pe piaţa transportului de marfă şi de călători.

Autofurgonetele se vor a fi acele autovehicule, care să corespundă cerinţelor de transport de marfă uşor şi mediu, indiferent de mediul de lucru, dar în acelaşi timp să asigure confortul conducătorului auto. Plecând de la convingerea că automobilul trebuie să rămână o plăcere, se încearcă pe cât posibil realizarea unor autofurgonete cât mai performante.

Folosind un singur tip de şasiu, cu diferite ampatamente s-a ajuns la o multitudine de variante constructive care să satisfacă nevoile de transport, rezultând un volum al spaţiului de încărcare cuprins între 7 şi 12m3, continuitatea a fost posibilă calibrarea sarcinii maxime utile pentru fiecare scop în parte, de la ampatament la ampatament, de la o lungime la alta, volum cu volum. Traducând toate acestea în limbaj de afaceri şi adăugându-le la sarcina maximă utilă şi la cel mai mic ampatament pentru fiecare volum, am putea spune că autofurgonetele exploatează la maximum fiecare kilometru de drum parcurs.

Plecând de la şasiul unui autocamion, în acest caz întreaga încărcătură este suportată de şasiu, reuşind astfel să elimine din solicitările ce acţionează asupra caroseriei fac din acest tip de autovehicul unul rezistent.

Apariţia autofurgonetelor pe piaţa autovehiculelor destinate transportului a însemnat un real succes. Domeniul de utilizare se extinde din ce în ce mai mult, prin sporirea manevrabilităţi, chiar şi prin aglomeraţiile urbane ele descurcându-se foarte bine, astfel autofurgonetele se folosesc în domenii cum ar fi curieratul sau serviciile “porte a porte”.

Prin folosirea tehnologiei de ultimă oră s-a reuşit îmbunătăţirea caracteristicilor tehnice, folosindu-se materiale noi în construcţia de autovehicule, impunând un respect pentru tot ceea ce ne înconjoară.

Producţia de autofurgonete a dat dovadă de o dinamicitate sporită în ultimele decenii şi mai ales în ultimii ani, când au fost observate schimbări majore atât în proiectare şi execuţie cât şi în modul de apreciere a publicului.

Astfel, motoarele au beneficiat de o atenţie deosebită, efortul de sporire a performanţelor fiind îndreptat pe multiple direcţii: reducerea consumului de combustibil mărirea puterii litrice, a motoarelor, reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare, realizarea unor motoare cât mai uşoare şi cât mai compacte. Tendinţa de extindere a motoarelor cu aprindere prin comprimare, datorită consumului specific mai redus de combustibil în comparaţie cu motoarele cu aprindere prin scânteie, foarte accentuat în ultimii ani, s-a menţinut.

4

Introducere

O altă preocupare constantă este aceia a creierii unor familii de motoare cu puteri şi capacităţi diferite, care sunt folosite în funcţie de necesităţi, procedeul favorizând folosirea tipizării în tehnologia de fabricaţie şi exploatare a autofurgonetelor.

Folosirea supraalimentării prin diferite procedee este tot mai des întâlnită la motoarele de autofurgonete, procedeul asigurând creşterea puterii şi a momentului maxim, cu scăderea turaţiilor şi a consumului de combustibil.

Reducerea dimensiunilor de gabarit şi consumului de metal constituie o sursă de cercetare permanentă, fiind realizată prin forţarea motoarelor, când se dezvoltă puteri tot mai ridicate, pe unitatea de cilindree. Se fac eforturi pentru limitarea emisiei de gaze nocive, prin folosirea unor elemente de testare a calităţii produselor de ardere, alături de dispozitive de purificare.

Transmisia autofurgonetelor este obiectul unor continue cercetări, urmărindu-se o mai bună corelare între momentul motor activ şi cel rezistent, sporirea confortului, şi a siguranţei în conducere.

Se constată că o folosire deosebită o au transmisiile automate, în ultima vreme asistate de microprocesoare. O altă preocupare tot mai răspândită este aceia a folosirii tracţiunii integrale, până nu de mult apanajul autoturismelor, însoţite de diferenţiale interaxiale blocabile sau având ca efect îmbunătăţirea capacităţii de trecere şi a stabilităţii.

Suspensia autofurgonetelor, a făcut obiectul unor studii aprofundate privind condiţionarea reciprocă dintre pneu, suspensie şi calea de rulare. Echiparea lor cu suspensii diferite pe toate roţile prin folosirea amortizoarelor hidraulice, precum şi folosirea suspensiei pneumatice a contribuit la mărirea confortului, a siguranţei în exploatare.

Sistemul de frânare cunoaşte preocupări intense de îmbunătăţire prin generalizarea folosirii sistemului cu dublu circuit, a sistemelor servoasistate etc. O mare răspândire a căpătat în dotarea autofurgonetelor a sistemelor de antiblocare a roţilor în cazul unei frânări puternice.

În cadrul sistemului de direcţie se încearcă generalizarea direcţiei servoasistate, sporirea confortului în conducere prin obţinerea unor reglaje ale volanului, funcţie de dimensiunile fiecărui conducător auto.

Un progres însemnat s-a realizat în construcţia de caroserii, reuşindu-se astfel obţinerea unor caroserii cu un coeficient aerodinamic cât mai mic, păstrând o formă plăcută. De asemenea s-a insistat pe obţinerea unui habitaclu cu un confort sporit, cu un post de conducere cât mai ergonomic, cu o insonorizare cât mai bună pentru reducerea zgomotului la un nivel cât mai redus.

În ceea ce priveşte interiorul autofurgonetelor s-au realizat importanţi paşi, asigurându-se astfel un confort comparabil cu al autoturismelor. Chiar dacă autofurgonetele sunt prin definiţie autovehicule de transport de marfă, datorită progresului ştiinţei ele se pot compara într-o oarecare măsură cu autoturismele, deoarece oferă un confort sporit conducătorului auto.

Aparatura de bord foloseşte tot mai mult circuite integrate, cu afişaj numeric, schematic grafic sau mai nou sub formă de diagramă, cu ajutorul tehnicii fluorescenţei în vid sau a cristalelor lichide, care au o fiabilitate ridicată.

5

Dinamica autovehiculului

Capitolul 1


1.1Studiul soluţiilor similare şi al tendinţei de dezvoltare

În continuare se vor analiza câteva autovehicule ce fac parte din categoria autovehiculului dat spre proiectare, ţinând cont de organizarea generală, de modul de dispunere al motorului şi punţii motoare, de organizarea transmisiei.

Iveco Daily este din punctul de vedere al şoferului o maşină, din punct de vedere al transportului, este un camion. Şasiul pe care îl foloseşte Daily, este un şasiu de tip camion la care au fost ataşate prin prindere în şuruburi o cabină de tip autoturism, eliminând sudura şi implicit coroziunea. Şasiul este construit din oţel, acesta a fost coborât fără a-i sacrifica robusteţea, prin folosirea designului tip “gât de lebădă”.

În continuare se vor prezenta principalele caracteristici tehnice ale acestui autovehicul:

pentru motorizare se foloseşte un motor turbo dotat cu intercooler, cu o capacitate cilindrică de 2798 cm3, având patru cilindri în linie cu sistem de injecţie Common Rail Unijet, ce dezvoltă 90 kw (122 CP) la turaţia de 3600 rot/min şi un moment maxim de 285 Nm la turaţia de 1800 rot/min.

este dotat cu suspensie faţă independentă, asigurând un confort deosebit la volan, iar suspensia spate este o suspensie pneumatică asigurând siguranţa transportului materialelor fragile, sau pentru o platformă de încărcare şi mai joasă.

cutia de viteze poate fi dotată cu cinci sau şase rapoarte de transmitere a fluxului de putere către puntea motoare, ce poate fi legată de motor printr-un ambreiaj hidraulic, suspensia pe punte faţă este cu bară de torsiune iar pe spate cu arcuri multi-foi.

sistemul de frânare este alcătuit frână pe disc pentru toate roţile, acţionând simultan pe ambele punţi, plăcuţele de frână din faţă sunt de aceiaşi grosime cu cele din spate, garantând durabilitate.

ampatament 3000 mm, ecartament faţă /spate 1610 mm, lungime totală 5077 mm, lungime internă 2600 mm, înălţimea internă 2100 mm, roţi duble, sarcina utilă 2700 kg, greutatea totală 5200 kg.

6


2. Daewoo Avia A21 T; este un autovehicul destinat transportului de marfă, putând fi condus cu uşurinţă prin oraş, pe un trafic aglomerat, dotat cu mecanismul de servodirecţie, o cutie de viteze care are cinci rapoarte de transmitere a fluxului de putere. Transmiterea fluxului de putere de la motor spre puntea din spate se face cu ajutorul unui arbore cardanic tubular, partea din faţă a acestuia este fixă, iar partea din spate este echipată cu suport mobil, fluxul de putere fiind preluat de transmisia finală cu pinion hipoid şi diferenţial. Folosirea transmisiei principale cu angrenaje hipoide permit o funcţionare mai lină, suportă încărcări mai mari datorită dinţilor mai robuşti şi permite o capacitate mare de trecere.

Pentru a uşura încărcarea cu marfă a autovehiculului acesta a fost dotat cu uşi glisante pe ambele părţi cu deschidere completă şi cu uşi duble prin spatele autovehiculului

Principalele date tehnice cu privire la acest vehicol sînt redate în continuare:

Este dotat cu un motor Diesel, în linie , răcit cu lichid, patru cilindri, injecţie directă, supraalimentat, alezaj cursă 102 110 mm cu o capacitate cilindrică 3596 cm3. Puterea maximă a motorului este de 65 kw la turaţia 2600 rot/min, cuplul maxim 275 Nm la turaţia 1800 rot/min.

Principalele dimensiuni sunt lungime lăţime înălţime 4960mm 2530mm2639mm având un ampatament de 2660mm, ecartament faţă /spate 1642/1680mm. Masa autovehicolului este de 4300 kg, iar distribuţia masei vehiculului pe axe este următoarea: pe puntea faţă 2030, iar pe puntea spate 2270 kg, sarcina utilă este 2000 kg.

Cutia de viteze a acestui autovehicul este mecanică, cu contraarbore, având cinci trepte mers înainte şi o treaptă mers înapoi, treptele de la a doua la a cincea, sînt sincronizate.

Pe puntea faţă autovehiculul este echipat cu suspensie independentă pe traversă trapezoidală, braţele inferior şi superior sprijinite în amortizoare. Suspensia este pe bază de arc elicoidal cu caracteristică progresivă şi amortizor telescopic. Puntea motoare spate este sprijinită pe două braţe de sprijin şi furcă. Suspensia punţii este asigurată de către un arc elicoidal şi amortizor telescopic.

Este echipat cu pneuri 8,5 R 17,5 12 PR, fără cameră.

3. Rocar 35 M. un minibus produs la uzinele Rocar din Bucureşti, cu o sarcină utilă 1320 kg, având un consum de 12 litri/100 km. Viteza maximă atinsă la sarcină totală este de 90 km/h, putând urca o pantă maximă cu înclinarea de 25%. Masa totală este de 4000 kg, fiind dispusă pe punţi astfel: pe puntea faţă sarcina maximă este de 1900 kg, iar pe puntea spate sarcina maximă admisă este de 2100 kg.

Principalele date tehnice preluate din literatura de specialitate sînt prezentate în continuare:

7


Este dotat cu motor Diesel, cu injecţie directă, cu patru cilindri în linie, răcit cu apă. Capacitatea cilindrică 3119 cm3 la un raport de compresie 17:1, ce dezvoltă o putere maximă 68 CP(50 Kw)la turaţia 3200 rot/min şi un cuplu maxim 166 Nm/1600 rot/min.

Ambreiaj monodisc cu comandă hidraulică Cutie de viteze tip ARO, cu 4+1 trepte sincronizate, comandă prin manetă la

podea. Puntea faţă de tip IAB,

rigidă, nemotoare cu un ecartament 1650 mm, iar puntea spate, motoare cu roţi duble, ecartament mediu 1510 mm

Frâna de parcare este de tip mecanică, cu acţionare asupra saboţilor punţii spate, iar frâna de siguranţă foloseşte unul din circuitele frânei de serviciu Aceasta este hidraulică, servoasistată vacuumatic, cu două circuite de frână independente “LL”, limitator de presiune în funcţie de sarcina pe punea spate, cu tamburi şi saboţi interiori autoreglabili tip duplex pe puntea faţă şi simplex pe puntea spate.

Suspensia este alcătuită din arcuri lamelare semieliptice, longitudinale, amortizoare hidraulice telescopice, articulaţii cu bucşe elastice.

Direcţia mecanică, casetă de direcţie cu melc globoidal şi rolă triplă, raport de transmitere 21,8:1. Roţile sînt dotate cu pneuri 6,50-16/10 PR, jantă 4,5E16, presiunea pneuri faţă 4,25 bar, presiunea pneuri spate 3 bar.

Transmisie cardanică cu doi arbori cu articulaţie cardanică şi lagăr intermediar.

4. Rocar 14 C este un Pick-up, reprezentativ pentru uzinele Rocar, cu o masă proprie de 1930kg, ce poate urca rampa maximă cu o înclinare de 28%. Viteza maximă atinsă este de 100 km/h iar masa totală maximă de 3350kg este repartizată pe cele două punţi astfel: pe punte faţă sarcina maximă admisă este 1600 kg, iar pe puntea spate sarcina maximă admisă este de 1750 kg. Diametrul minim de viraj este de 15m, iar consumul de combustibil este de 100 km/h.

Din literatura de specialitate au fost extrase principalele date tehnice ce caracterizează acest tip de autovehicul:

Motor cu care este echipat este de tip Diesel, model ANDORIA 4C 90, alezaj cursă 90 95mm, cu o cilindree de 2417 cm3 , raportul de compresie este de 20,6:1, ce

8


dezvoltă o putere maximă de 70 CP (51,5 kw) la 4200 rot/min şi un moment maxim de 146 Nm la 2500 rot/min.

Ambreiaj mondisc cu comandă hidraulică, monodisc uscat. Cutie de viteze tip IAR 240, mecanică cu 4+1 trepte sincronizate, comandă

cu manetă la podea, având următoarele rapoarte de transmitere: pentru prima treaptă icv1=4,64, pentru a doua treaptă icv2=2,53,pentru a treia treaptă icv3=1,56, a patra treaptă icv4=1 şi mersul înapoi MÎ=4,79

Cutie de distribuţie mecanică cu două trepte normal N=1:1, şi a doua treaptă redusă N=2,12:1

Puntea spate este motoare, rigidă, cu diferenţial cu roţi conice, iar puntea faţă este rigidă motoare. Transmiterea fluxului de putere de la motor spre puntea spate se face cu ajutorul transmisiei cardanice.

Frâna de serviciu este hidraulică, servoasistată vacuumatic cu două circuite independente de frână dispuse în dublu ”L”, limitator de presiune în funcţie de sarcina pe puntea spate, cu tamburi şi saboţi interiori de tip duplex pe puntea faţă şi simplex pe puntea spate.

Frâna de parcare este mecanică, cu acţionare asupra saboţilor punţii spate, iar frâna de siguranţă funcţionează pe unul din circuitele frânei de serviciu.

Sistemul de direcţie este asigurat de servodirecţia hidraulică cu casetă de direcţie tip 7235 Compa Sibiu, având un raport de transmitere 18,3:1.

Roţile folosite sînt alcătuite din pneuri tip JR 78 15/10 Pr şi jantă 6JJ 15, cu o presiune pe puntea spate de2,50 atm, iar pe puntea faţă presiunea faţă de 2,25 atm.

Suspensia este realizată cu ajutorul arcurilor lamelare semieliptice longitudinale, amortizoare hidraulice telescopice şi articulaţii cu bucşe elastice.

5.Peugeot Boxer 350MH, este un vehicul, ce îmbină caracteristicile unui autoturism de oraş, cu caracteristicile unui autovehicul de transport de marfă. Datorită dotării cu sisteme de siguranţă atât pasivă cît şi activă se asigură un transport în cea mai mare siguranţă. Motorul este dispus în partea din faţă a maşinii, soluţie aleasă de firma constructoare pentru a mări stabilitatea, datorită greutăţii motorului.

Principalele date tehnice transmise, şi preluate din literatura de specialitate sînt prezentate în continuare:

Boxerul beneficiază de o gamă de motoare care respectă ultimele norme de depoluare, fiind dotat cu un motor pe benzină, cu patru cilindri şi o capacitate cilindrică de 1980 cm3. Puterea maximă a acestui motor este de 80 kw(110CP) la o turaţie de 5500 rot/min şi un moment maxim de168 Nm la turaţia 3400 rot/min.

Tracţiunea se face pe puntea faţă, ambreiajul este de tipul monodisc uscat, iar cutia de viteze este manuală cu cinci rapoarte de transmitere.

9


Sistemul de frânare este alcătuit pe puntea faţă din discuri ventilate, iar puntea din spate are în alcătuire şi un compensator de frânarea în funcţie de sarcina pe punte se face pe bază de tamburi.

Suspensia faţă este independentă tip Mc Pherson, cu braţe inferioare triunghiulare, arcuri elicoidale şi amortizoare hidraulice cu dublu efect, iar pe spate puntea este rigidă, cu arcuri lamelare longitudinale, amortizor hidraulic cu dublu efect.

Dimensiuni geometrice principale: lungime=5005mm, lăţime=1980mm,consolă faţă=840mm, consolă spate=965mm, ampatament=3200mm, înălţime=2475mm, ecartament faţă/spate=1720/1710

Greutatea totală a autovehiculului Ga=5500kg, sarcina utilă Gu=1765kg, volumul de 10m3.

Pneuri utilizate 205/75 R 16.

6. Rocar 14 M, este un microbuz, specific traficului urban având 12+1 locuri sau 10+1 locuri. Fiind un automobil specific transportului urban, motorul este dispus longitudinal între puntea din faţă şi cea din spate. Fluxul de putere este transmis la roţile din spate prin intermediul

transmisiei longitudinale. Masa proprie este de 2160 Kg, iar masa totală este de 3080 Kg, sarcina maximă pe puntea spate este de 1600 Kg, iar pe puntea din faţă sarcina maximă este de 1480 Kg.

Ca performanţe amintim: viteza maximă V=100 Km/h, consumul de combustibil 12 l/100 Km. Rampa maximă pe care o poate urca este de 25%, iar diametrul minim de viraj este de 12 m. Din bibliografia de specialitate în continuare sunt extrase principalele date tehnice ale acestui automobil:

Este echipat cu un motor Diesel (D127), având 4 cilindri, în linie, o cilindree de 3119 cm3, raportul de comprimare 17 : 1, puterea maximă este de 68 CP (50 kW) la o turaţie 3200 rot/min şi un moment maxim 166 Nm la 1600 rot/min.

Transmiterea fluxului

de putere de la motor spre cutia de viteze se face printr-un ambreiaj monodisc uscat, cu comandă hidraulică.

Cutia de viteze tip IAP 240, este mecanică cu 4+1 trepte sincronizate, comandă cu manetă la podea , cu următoarele rapoarte de transmitere:

Treapta a-I-a

Treapta a-II-a

Treapta a-III-a

Treapta a-IV-a

Mersul înapoi

4,64 2,53 1,56 1 4,79

Puntea faţă este rigidă , nemotoare , în timp ce puntea din spate este motoare, rigidă alcătuită dintr-un diferenţial simetric cu roţi conice, cu arbori planetari total descărcaţi, raport de transmitere al transmisiei principale este i0=4,43.

10


Sistemul de frânare este alcătuit din frâna de serviciu hidraulică, servoasistată vacuumatic, cu două circuite de frână independente dublu “L”, frâna de siguranţă care foloseşte unul din circuitele frânei de serviciu şi frâna de parcare de tip mecanică, cu acţionare asupra saboţilor punţii spate.

Suspensia este asigurată de arcuri lamelare semieliptice, longitudinale, amortizoare hidraulice telescopice, articulaţii cu bucşe elastice.

Este echipat cu pneu JR 78*15/10 PR; jantă 6JJ*15, presiunea pneuri faţă 2,25 bar, iar pe spate presiunea în pneurile spate este de 2,5 bar.

Mecanismul de direcţie este format dintr-o casetă de direcţie de tipul melc globoidal şi rolă triplă, raport de transmitere 21,1 : 1.

Şasiul este alcătuit din lonjeroane rectangulare, console şi traverse din profile ambutisate. Caroseria este din tablă ambutisată, asamblate prin puncte de sudură, uşi laterale pentru şofer şi însoţitor cu geam lateral, uşă laterală pentru pasageri.

Opţional poate fi dotat cu motor Andoria 4C90, cilindree de 2417 cm3, putere maximă 70CP (kW) dezvoltaţi la turaţia 4200 rot/min şi un moment maxim 146 Nm la o turaţie de 2500 rot/min. Mai poate fi dotat cu servodirecţie hidraulică cu casetă de direcţie tip 7235 Compa Sibiu, raport de transmitere18,3 :1

7. Citroen 35RE, este un autovehicul specific transportului de marfă, ce iese în relief prin faptul că vigoarea şi eleganţa, pot funcţiona împreună fără a minimaliza caracteristica de putere şi în acelaşi timp îi este apreciat confortul şi luxul din interior. Constructorul francez a dotat autovehiculul cu materiale rezistente, cît şi cu accesorii alese, pentru a spori confortul interior.

Pentru a oglindi cele spuse până acum, sînt prezentate în continuare principalele caracteristici tehnice :

Motorul ales, este un Diesel, având patru cilindri în linie, cu o capacitate cilindrică de 2500 cm3 , raportul de comprimare este de 22,25:1, alezaj cursă; 93 92mm. Puterea maximă ce o poate dezvolta este de 50kw la o turaţie de 4000 rot/min, iar cuplul maxim este de 151Nmatins la turaţia 2000 rot/min.

Foloseşte o cutie de viteze manuală, cu cinci rapoarte de transmitere, iar ambreiajul utilizat este de tipul monodisc uscat.

Sistemul de direcţie se realizează cu ajutorul unei casete de direcţie tip cremalieră.

Frâna pe puntea faţă, cît şi pe puntea spate este compusă din discuri ventilate pe roţi, cu circuite independente, limitate în spate în funcţie de încărcătură.

Pentru a garanta siguranţa transportului s-a folosit în cadrul sistemului de suspensie , suspensia pe bară de torsiune, astfel că pe puntea faţă se foloseşte bara de torsiune longitudinală, iar pe spate , bară de torsiune transversală.

Dimensiunile generale sînt următoarele: lungime totală L=4960mm, lăţime l=1960, înălţime h=2370,ecartament faţă / spate Ec=1662/1692mm, ampatament A=3200mm,consolă faţă Cf=970, consolă spate Cs=790, volum 9,3m3 greutatea utilă Gu=1885kg, greutatea totală Ga=3500kg

11


Roţile ce echipează acest autovehicul sunt: 195 R16. Viteza maximă este 120km/h.

8. Rocar 14 FA, specific transportului de călători, un produs realizat la uzinele din Bucureşti, este disponibil cu tracţiune şi opţional , cu o sarcină utilă de 1250 kg. Masa totală maximă este de 3350 kg, iar masa proprie 2100 kg. Repartiţia sarcinii pe ambele punţi este următoarea: pe puntea faţă sarcina maximă este de 1620 kg, iar pe puntea din spate sarcina maximă este de 1730 kg.

Performanţele acestui autovehicul sunt următoarele: viteza maximă pe care o poate atinge este de 100 km/h, consumul de combustibil este de 12 l/100 km, rampa maximă pe care o poate urca este de 25%, iar diametrul minim de viraj este 12m.

În continuare se vor prezenta principalele date tehnice extrase din literatura de specialitate: Este echipat cu un motor tip Diesel D127 cu patru cilindri în linie, având o cilindree totală de 3119 cm3, raportul de compresie 17 : 1, o putere maximă de 68 CP(kW) la 3200 rot/min şi un moment maxim 166 Nm la 1600 rot/min. Transmiterea fluxului de putere de la motor spre cutia de viteze se face printr-un ambreiaj monodisc uscat, cu comandă hidraulică Cutia de viteze tip IAP 240, este mecanică cu 4+1 trepte sincronizate, comandă cu manetă la podea.

Rapoartele de transmitere ale acestei cutii de viteze sunt următoarele:

Treapta a-I-a Treapta a-II-a Treapta a-III-a Treapta a-IV-a Mersul înapoi

4,64 2,53 1,56 1 4,79

Puntea faţă este rigidă, nemotoare, iar puntea din spate este rigidă, motoare, diferenţial simetric cu roţi conice, arbori planetari total descărcaţi , raport de transmitere i0=4,43. Sistemul de frânare este alcătuit din frâna de serviciu hidraulică, servoasistată vacuumatic ,cu două circuite de frână independente în dublu “L”, limitator de presiune în funcţie de sarcina pe puntea spate, cu tamburi şi saboţi interiori de tip duplex pe puntea faţă şi simplex pe puntea spate, frâna de siguranţă foloseşte unul din circuitele frânei de serviciu, iar frâna de parcare este mecanică, cu acţionarea saboţilor punţii spate. Suspensia se realizează cu arcuri lamelare semieliptice, longitudinale amortizoare hidraulice telescopice, articulaţii cu bucşe elastice. Roţile sunt de tipul JR78 15/10 PR, janta 6JJ 15, presiune pneuri faţă 2,25 bar, presiune pneu spate 2,5 bar.

12


Caroseria este formată din carcasă de tablă ambutisate prin sudură prin puncte, uşi laterale pentru şofer şi însoţitor cu geam culisant, uşă laterală şi două uşi spate pentru compartimentul de marfă.

1.2 Organizarea generală şi parametri principali

1.2.1Alegerea soluţiei de organizare generală a autovehiculului

Ţinând cont de soluţiile similare, extrase din literatura de specialitate şi având în vedere tendinţele de dezvoltare, se adoptă soluţia de organizare generală a autovehiculului, soluţia de organizare a transmisiei şi a sistemelor şi amenajarea interioară.

Astfel pentru autovehiculul dat, ţinând cont de domeniul de utilizare al acestuia, respectiv transportarea mărfurilor, atât în mediul urban cât şi în cel interurban, organizării transmisiei autovehiculului, constituie problema fundamentală de concepţie constructivă. Pe baza acestei organizări se stabileşte caracterul în mişcare şi în acelaşi timp limitează posibilitatea de dezvoltare şi de amplasare a celorlalte componente ale autovehiculului.

Soluţia adoptată în acest caz este soluţia clasică, aceasta impune divizarea echipamentului de tracţiune în mai multe grupuri de agregate şi permite o mai mare elasticitate în organizarea generală a autoturismului. Motorul care constituie sursa energetică a autovehiculului, este dispus longitudinal, asigură simplitate constructivă, bună accesibilitate la motor şi întreţinerea să fie cît mai uşoară. Cutia de viteze se dispune în prelungirea motorului, iar transmisia principală la puntea din spate.

Soluţia clasică permite o încărcare echilibrată a punţilor şi uzură uniformă a pneurilor, ventilatoarele de răcire a motorului pot fi cu funcţionare intermitentă, deoarece radiatorul este amplasat în zona de presiune dinamică maximă. Dezavantajele acestui tip de soluţie au fost diminuate, astfel că pentru eliminarea vibraţiilor, caroseria se montează pe şasiu cu ajutorul bucşelor din cauciuc.

1.2.2 Dimensiunile geometrice principale

Pentru un autovehicul aflat în faza proiectării dinamice, alegerea parametrilor geometrici trebuie să aibă în vedere construcţiile existente şi recomandările standardizate pentru dimensiunile interioare. Orientarea asupra dimensiunilor exterioare, funcţie de tipul şi destinaţia autovehiculului poate fi făcută şi prin utilizarea valorilor medii ale dimensiunilor geometrice cuprinse în literatura de specialitate.

Tendinţele actuale în dezvoltarea autovehiculelor de tipul celui dat spre proiectare, utilizat în transportul de marfă se pune accent pe accesibilitatea în compartimentul de încărcare şi în acelaşi timp confortul şoferului.

Se adoptă pentru autovehiculul dat prin tema de proiectare, următoarele dimensiuni : lungime totală 5000mm lungime internă 2600 mm,

13


înălţimea internă 2100 mm, volum 10 m3

înălţime totală 2300mm ampatament 3000 mm, console faţă / spate, 600mm/1400mm ecartament faţă / spate 1610/1610mm

14

Dimensiuni geometrice principale


1.2.3 Greutatea autovehiculului, repartiţia greutăţii pe punţişi coordonatele centrului de greutate

Greutatea automobilului ( Ga ), face parte din parametri generali ai acestuia şi reprezintă suma tuturor mecanismelor şi agregatelor din construcţia acestuia, precum şi greutatea încărcăturii. Suma greutăţii mecanismelor şi agregatelor automobilului reprezintă greutatea proprie şi se notează cu G0 , iar greutatea încărcăturii prescrise reprezintă greutatea utilă şi se notează cu Gu .

Greutatea utilă reprezintă o caracteristică constructivă esenţială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitatea de utilizare a acestuia. Aceasta este determinată de capacitatea de încărcare, a autovehiculului prevăzută prin tema de proiectare, în concordanţă cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare. Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin numărul de locuri la autovehiculele de persoane şi prin sarcina utilă transportată la autovehiculele de bunuri. Pentru autovehiculul dat prin tema de proiectare, sarcina utilă este Gu =2500 daN.

Greutatea proprie este determinată de suma greutăţilor tuturor sistemelor componente cînd autovehicolul se află în stare de utilizare. Pentru determinarea masei proprii, se are în vedere tendinţele actuale cu privire la folosirea materialelor, cu mase proprii reduse, precum mase plastice, materiale compozite, oţeluri de înaltă rezistenţă, creindu-se posibilităţi de reducere a masei proprii.

Se adoptă greutatea proprie, ţinînd cont de studiul soluţiilor similare GO =2000 daN.Un criteriu de apreciere al calităţii, construcţiei autovehiculului, îl reprezintă coeficientul

de utilizare a greutăţii ( G ), defint ca raport dintre greutatea proprie Go şi greutatea utilă Gu :

G = ; G = =1.25

Procesul tehnic în construcţia de vehicule este pus în evidenţă şi de valori mici ale acestui coeficient, care se realizează prin reducerea masei proprii, în condiţiile unor mase utile cît mai mari, fără urmări negative asupra duratei de funcţionare a automobilului.

După determinarea greutăţii utile şi a greutăţii proprii, se va trece la efectuarea calculului pentru obţinerea greutăţii totale cu ajutorul relaţiei următoare:

Ga =Gu +G0 ; Ga =2500+2000; Ga=4500 daN

Centru de masă. Coordonatele centrului de masă.

15


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

Alegerea poziţiei centrului de masă se poate face prin mai multe metode precum :a) Utilizarea de valori în concordanţă cu valorile coordonatelor centrului de

masă al autovehiculelor considerate în studiul soluţiilor similare .b) Utilizarea de valori medii după date oferite de literatura de specialitate.c) Determinarea analitică a coordonatelor centrului de masă.

Utilizînd valori medii din literatura de specialitate se adoptă parametrul =0.66 pentru

autovehiculul încărcat, unde L este ampatamentul autovehiculului.Din relaţia anterioară va rezulta distanţa : a=L mm

Ştiind că L-a=b, rezultă că, b=3000-1980=1020 mm.Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, găsite se va determina greutatea pe puntea

faţă cu următoarea relaţie:

G2 = [daN]; G2= =2970 daN

G1 = [daN]; G1= =1530 daN

Înălţimea hg se determină prin aceiaşi metodă ştiind că raportul: =0,35 de unde va

rezulta, înălţimea hg=0,35 =1050mm

.

1.2.4 Alegerea roţilor şi determinarea razelor roţii

16

Coordonatele centrului de masă


Roţile de automobil sînt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creşterea forţei care acţionează asupra pneului şi deformaţia determinată de această creştere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcţia ei, de presiunea interioară a aerului din pneu şi de duritatea suprafeţei de sprijin.

Alegerea tipului de pneuri este condiţionată de mai mulţi factori cum ar fi, viteza maximă transmisă prin tema de proiect, şi greutarea ce revine roţilor din spate şi faţă. Funcţie de greutatea repartizată punţilor se poate determina masa ce revineunui pneu folosind relaţiile:

-pentru pneurile punţii faţă:

Gp1= ; Gp1= =765 daN

-pentru pneurile punţii spate:

Gp2= ; Gp2 = =742,5 daN

unde n=2 sau 4, reprezintă numărul de pneuri ale punţii;Pentru asigurarea unei bune confortabilităţi puntea faţă trebuie să fie caracterizată de o

elasticitate mai mare decât puntea spate. La obţinerea elasticităţii punţii faţă contribuie şi utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mică în faţă decât în spate.

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

Se adoptă din literatura de specialitate, ţinând cont şi de soluţiile similare pneurile 205 R16 cu următoarele dimensiuni principale:

-janta de măsură 6 J- lăţimea secţiunii maxime 208mm- diametru exterior 736mm- circumferinţa de rulare 2245mm- mărimea camerei de aer 205-16Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoaşterea razei de rulare, care

se apreciază analitic funcţie de raza nominală a roţii şi un coeficient de deformare. Coeficientul de deformare depinde de presiunea din pneu şi are valorile:

- =0,930-0,935, pentru pneuri utilizate la presiuni mai mici de 600 Kpa- =0,945-0,950, pentru pneuri utilizare la presiuni mai mari de 600 Kpa

În cazul în care se precizează mărimea circumferinţei de rulare, raza de rulare se calculează cu relaţia:

rr = ;

Se adoptă coeficientul de deformare =0,930, unde rr=0,930 =332,4mm

17

Valori recomandate pentru coeficientulrezistenţei la rulare f.


1.3Definirea condiţiilor de autopropulsare

1.3.1Rezistenţa la rulare. Alegerea mărimii coeficientului de rezistenţă la rulare.

Rezistenţa la rulare ( Rr ) este o forţă cu acţiune permanentă la rularea roţilor pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului.

Cauzele fizice ale acestei rezistenţe la înaintare sunt: deformarea cu histerezis a pneului, frecări superficiale între pneu şi cale, frecările din lagărele roţii, deformarea căii, percuţia dintre elementele pneului şi microneregularităţile căii, efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis pe banda de rulare etc.

Faţă de cauzele determinate, rezistenţa la rulare depinde de un număr mare de factori de influenţă, printre care semnificativi sunt: construcţia pneului, viteza de deplasare, presiunea aerului din pneu, forţele şi momentele ce acţionează asupra roţii.

În calculele de proiectare dinamică a autovehiculelor, rezistenţa la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenţei la rulare f, care reprezintă o forţă specifică la rulare definită prin relaţia:

18


unde: Rr – este rezistenţa la rulare Ga cos - componenta greutăţii normală pe cale ;

Funcţie de tipul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului se recomandă alegerea valorilor din domeniile marcate în diagrama următoare:

Folosind relaţia: Rr = f * Ga* cos [ N ] şi adoptând coeficientul rezistenţei la rulare f din diagramă, f = 0,017 , pentru o cale de

rulare orizontală ( cos = 1 ), asfaltată, în stare bună (autoturism de mic litraj, pentru oraş, ce rulează cu viteza maximă vmax = 125km/h), rezultă:

Rr = 0,018 * 45000= 810 N

1.3.2Rezistenţa la pantă şi rezistenţa totală a căii.

La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă ( Rp ) după direcţia deplasării, dată de relaţia : Rp = Ga * sin [ N ].

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

Pentru pante cu înclinări mici ( 17 o ) la care eroarea aproximării : sin = tg este sub 5% panta se exprimă în procente p% = tg . În acest caz expresia rezistenţei la pantă este dată de relaţia :

Rp = Ga * p [ N ]Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcţie de tipul şi destinaţia

automobilului.

1.3.3Rezistenţa aerului. Alegerea mărimii coeficientului de rezistenţă

Rezistenţa aerului ( Ra ) reprezintă interacţiunea, după direcţia deplasării, dintre aerul în repaus şi autovehiculul în mişcare rectilinie. Ea este o forţă cu acţiune permanentă de sens opus sensului de deplasare a automobilului.

Cauzele fizice ale rezistenţei aerului sunt: repartiţia inegală a presiunilor pe partea din faţă şi din spate a caroseriei, frecarea dintre aer şi suprafeţele pe lângă care are loc curgerea acestuia, energia consumată pentru turbionarea aerului şi rezistenţa curenţilor exteriori folosiţi pentru răcirea diferitelor organe şi pentru ventilarea caroseriei.

Pentru calculul rezistenţei aerului se recomandă utilizarea relaţiei :Ra = 1/2 * * Cx * A * v2 [ N ]Unde : - densitatea aerului ; pentru condiţii atmosferice standard ( p = 101,33 * 10 -3

[ N/m2 ] şi T = 288 oK ) densitatea aerului este = 1,225 [ kg/m3 ] ;Cx – coeficientul de rezistenţă a aerului ;A – aria secţiunii transversale maxime [ m2 ] ;V – viteza de deplasare a automobilului [ m/s ] ;

19


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

Ra = K * A * v2 [ N ] unde : K = 0,6125 * Cx kg/m3 ( condiţii atmosferice standard ) ;Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie cu relaţia :A = B * H [ m2 ] unde : B – ecartamentul autoturismului [ m ]

H – înălţimea autoturismului [ m ] A = 1.610 * 2.3 = 3.7 m2 Pentru determinarea mărimii coeficientului de rezistenţă a aerului Cx , vom folosi metoda

comparativă, conform literaturii de specialitate, analizând valoarea acestuia la soluţiile similare propuse, şi vom adopta o valoare medie. Cx = 0,45

Ra= N

Pentru cazul nostru adoptăm max = 17 o ; rezultă Rp = 45000 * 0.2923 = 13153,5 N

1.3.4 Rezistenţa la demarare. Alegerea mărimii coeficientului de influenţăa maselor aflate în mişcare de rotaţie

Regimurile tranzitorii ale mişcării automobilului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demaraje) şi reduceri ale vitezei (frânare). Rezistenţa la demarare ( Rd ) este o forţă de rezistenţă ce se manifestă în regimul de mişcare accelerată a autovehiculului.

Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanţul cinematic al transmisiei dintre motor şi roţile motoare, sporirea vitezei de translaţie a autovehiculului se obţine prin sporirea vitezelor unghiulare de rotaţie ale elementelor transmisiei şi roţilor. Masa autovehiculului în mişcare de translaţie capătă o acceleraţie liniară, iar piesele aflate în mişcare de rotaţie, acceleraţii unghiulare.

Influenţa asupra inerţiei în translaţie a pieselor aflate în rotaţie se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie.

Rezistenţa la demarare este astfel dată de relaţia :

unde :

ma – masa automobilului [ kg ] ; - coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie ;dv/dt = a – acceleraţia mişcării de translaţie a autovehiculului [ m/s2 ].Pentru calculul rezistenţei la demarare este necesară cunoaşterea mărimii coeficientului de

influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie. Ca metodă de alegere a mărimii coeficientului de influenţă a pieselor în mişcare de rotaţie, bibliografia de specialitate prezintă mai multe metode, cum ar fi utilizarea dacă se dispune din studiul soluţiilor similare a valorilor corespunzătoare a autovehiculului, cu caracteristicile cele mai apropiate.

Pentru exprimarea ei analitică se utilizează relaţia de mai sus. În cazul frânării cu motorul decuplat asupra inerţiei masei în translaţie nu se manifestă influenţa momentului masic de inerţie al motorului. Ca urmare în relaţia de mai sus Im = =0

Deoarece rezistenţa la rulare cât şi rezistenţa la pantă sunt determinate de starea şi caracteristicile căii de rulare, se foloseşte gruparea celor două forţe într-o forţă de rezistenţă totală a căii ( R ), dată de relaţia : R = Rr + Rp = Ga ( f cos + sin ) = Ga * [ N ] unde : - coef. rezistenţei totale a căii ;

20


Pentru valorile adoptate anterior = 0,018cos17 +sin17; =0,309 unde R=450000,30957; R=13931 N

1.3.5 Ecuaţia generală de mişcare a automobilului. Cazuri particulare

Pentru stabilirea ecuaţiei generale a mişcării, se consideră autovehiculul în deplasare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală de unghi , în regim tranzitoriu de viteză cu acceleraţie pozitivă. Luând în considerare acţiunea simultană a forţelor de rezistenţă şi a forţei motoare ( de propulsie ) din echilibru dinamic după direcţia mişcării, se obţine ecuaţia diferenţială :

Funcţie de condiţiile de autopropulsare a autovehiculului, în ecuaţia de mişcare se definesc mai multe forme particulare :

a) pornirea din loc cu acceleraţia maximă ;În acest caz ecuaţia generală de mişcare capătă forma particulară

unde : a1 max – acceleraţia în prima treaptă a

C.V.b) deplasarea pe calea cu panta maximă ;

Corespunzător condiţiilor formulate anterior, coeficientul rezistenţei specifice a căii capătă forma

FR max = Ga * max = 45000 * 0,30957 = 13931 Nc) deplasarea cu viteza maximă ;

Din condiţia realizării vitezei maxime pe o cale orizontală în stare bună se obţine forma

FRv max = 45000 * 0,018+1/2 *1,225 * 3,7 * 0,45 * (125/3,6)2 = 810+1229,5 = 2038,5N

21

Valori recomandate pentru randamentul transmisiei


1.4Calculul de tracţiune

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

1.4.1.Randamentul transmisiei. Alegerea mărimii randamentului

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

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

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

-cutia de viteze : CV = 0,97..0,98 ( în

treapta de priză directă ) ;CV = 0,92..0,94 ( în

celelalte trepte ) ;- transmisia principală : 0 =

0,92..0,94 ( pentru transmisiile principale simple ) .

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

Pentru tipul de autovehicul impus prin tema de proiectare, respectiv autofurgonetă având sarcina utilă de 2500 kg, se adoptă randamentul transmisiei t = 0,92

1.4.2 Determinarea caracteristicii externe a motorului

Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea autovehiculului se face prin oferta de putere şi moment. Oferta se exprimă funcţie de turaţia arborelui motor printr-un câmp

22


de caracteristici P = f(n) şi M = f(n) numite caracteristici de turaţie. Domeniul de ofertă este limitat de caracteristica externă ( sau caracteristica la sarcină totală ), care determină posibilităţile maxime ale motorului şi în privinţa puterii şi a momentului la fiecare turaţie din domeniul turaţiilor de funcţionare ale acestuia. Caracteristica externă se completează şi cu curba consumului specific de combustibil ce = f(n).

A. Alegerea tipului motorului şi a mărimilor semnificative

Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mişcare de translaţie. Existenţa unei mari varietăţi de motoare cu ardere internă cu piston impune alegerea unor criterii de selecţie bine definite. Opţiunea pentru unul dintre tipuri are în vedere în principal modelul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului.

Statisticile apreciază că pentru, autofurgonete cu sarcină utilă cuprinsă între 2 tone şi 5 tone sînt echipate cu motoare Diesel în proporţie de 65-70%, iar autocamioane de peste 5 tone în proporţie de 97%. Consumul de carburant, ca o caracteristică economică a automobilului face ca în condiţiile actuale motorul Otto, să fie înlocuit cu motorul Diesel atât pentru autocamioane cît şi pentru autoturisme. Avantajele folosirii motorului Diesel, din acest punct de vedere, este la regimuri variabile cu viteze medii reduse. Am adoptat un motor Diesel având turaţia de putere de 3600 rot/min şi o turaţie de moment maxim de 1800 rot/min. Pentru motoarele cu aprindere prin comprimare, viteza maximă se obţine la turaţia de regulator care este egală cu turaţia de putere maximă.

B. Determinarea puterii maxime

Din definirea condiţiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză presupune dezvoltarea unei forţe la roată Fpmax . Din definirea puterii ca produs între forţă şi viteză, realizarea performanţei de viteză maximă, în condiţiile prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:

Pv max= ;

Pv max= =76,2 kW

Deoarece la M.A.C. domeniul de utilitare la propulsarea autovehiculului este cuprins în intervalul turaţiilor n0-nr, se vor considera în continuare nr=np=nmax; Pr=Pmax=Pm; Mr=Mp=Mm; şi Cep=Cer

Astfel cunoscând puterea maximă Pmax=66,5 kW, se poate determina momentul

corespunzător puterii maxime Mp= ; Mp= =201,6 Nm

C. Calculul caracteristicii externe a motorului

Pentru evaluarea caracteristicii exterioare în mod analitic se folosesc relaţiile :

unde :

Pmax – puterea maximă a motorului ;Mmax – momentul maxim al motorului .

23


Coeficienţii relaţiei se definesc astfel :

Ca= , Ca= 1,25 unde :

este coeficientul de elasticitate al motorului ; Ce= ; Ce=0,5

este coeficientul de adaptabilitate al motorului .

=1

= =1

PM= ;

PM= 47,5 Kw, iar Mmax= ;

Mmax=252 Nm

Pentru completarea caracteristicii externe cu curba consumului specific se utilizează relaţia :

unde :

cep – consumul specific de combustibil la turaţia puterii maxime

Efectuând calculele rezultă coeficienţii , , cu valorile : = 1 ; = 1 ; = -1 .Principalele date ale motorului sunt centralizate în tabelele următoare :

24

n [rot/min]

P[KW]

M[Nm]

ce[g/kWh]

n [rot/min]

P[KW]

M[Nm]

ce[g/kWh]

500.000 11.821 225.783 92.314 2240.000 58.420 249.068 76.104640.000 15.490 231.142 89.824 2350.000 60.872 247.373 76.156780.000 19.266 235.891 87.541 2460.000 63.188 245.302 76.337920.000 23.123 240.030 85.466 2570.000 65.355 242.854 76.645

1060.000 27.034 243.559 83.599 2680.000 67.359 240.030 77.0821200.000 30.971 246.478 81.939 2790.000 69.189 236.829 77.6471340.000 34.908 248.788 80.486 2900.000 70.830 233.252 78.3401480.000 38.819 250.487 79.241 3010.000 72.271 229.298 79.1601620.000 42.676 251.576 78.204 3120.000 73.497 224.968 80.1101760.000 46.452 252.055 77.374 3230.000 74.496 220.261 81.1871800.000 47.513 252.080 77.175 3340.000 75.256 215.177 82.3921910.000 50.378 251.892 76.715 3450.000 75.762 209.717 83.7252020.000 53.160 251.327 76.383 3560.000 76.001 203.880 85.1872130.000 55.845 250.386 76.179 3600.000 76.020 201.664 85.750


25


1.4.3Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisie

Funcţionarea automobilului în condiţii normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistenţelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiţii rezultă că la roţile motoare ale autovehiculului, necesarul de forţă de tracţiune şi de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp.

Situaţiile care apar în timpul deplasării unui autovehicul sunt:a) motorul să echilibreze prin posibilităţile proprii întreaga gamă de rezistenţe. Acest lucru

este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare. Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime, se obţine caracteristica ideală de tracţiune dată de relaţia :

FR * v = PR max = ct. unde:FR = forţa la roată;v = viteza de deplasare;PR max = puterea maximă la roată. b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:

unde FR v max este forţa la roată necesară deplasării cu viteza maximă de

performanţă.

c) când viteza = 0 , rezultă o forţă la roată infinită. Ca urmare, la viteze mici, limita este dată de aderenţa roţilor cu calea, definită cu relaţia FR max FR = * Gad unde :

=0,7 coeficientul de aderenţă;Gad = greutatea aderentă, respectiv greutatea ce revine în condiţii de demaraj roţilor

motoare.

A. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei

Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere, obţinut când este cuplată prima treaptă de viteză în cutia de viteze, se pot formula ca performanţe dinamice independente sau simultane următoarele: panta maximă sau rezistenţa specifică a căii şi acceleraţia maximă la pornirea de pe loc.

Performanţele date prin forţele la roată necesare pot fi formulate ca valori maxime când forţele la roată oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul funcţionează la turaţia momentului maxim pe caracteristica externă ( Mmax ) iar în transmisie este cuplat cel mai mare raport de transmitere it max .

it max = icv1 * i0 unde:icv1 = raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze;i0 = raportul de transmitere a transmisiei principale .

Din condiţia de autopropulsare se obţine : unde :

26


FR max este forţa la roată necesară calculată pentru regimul de deplasare cu acceleraţia maximă.

FR max = 13931 N rezultă că

Pentru ca forţa la roată să fie situată în domeniu trebuie ca :FRmax sau

de unde:

19,94 =37,7

Unde Gad este greutatea aderentă şi reprezintă greutatea ce revine punţii motoare la urcarea pantei maxime, în cazul automobilului cu punţi motoare în spate Gad:

Gad= ;

Unde -coeficient de aderenţă, se adoptă =0,7

Gad=

B. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei

Valoarea minimă a raportului de transmitere a transmisiei este determinată din condiţia cinematică de realizare a vitezei maxime de performanţă, când motorul funcţionează la turaţia maximă. Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic şi celelalte angrenaje de reducerea turaţiei cu funcţionare permanentă montate în punte.

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

i0=

unde = rad/s

27


C. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi a mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Pentru determinarea numărului de trepte se utilizează două metode: o metodă grafică şi o

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

Va K=

Cunoscând raportul de transmitere it max cît şi it min se poate determina raportul de transmitere it min :

iCV 1 = ;icv 1= =5,53

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

n ; n ; n ; n ;unde n

Se adoptă n=4Alegerea finală a mărimii numărului de trepte se face ţinându-se cont de considerente

constructiv funcţionale şi de exploatare ale cutiei de viteze precum şi de tipul şi destinaţia automobilului. Astfel pentru autovehicule de mărfuri, la care importanţa demarajului scade, apărând însă profilul mai greu al drumului, în scopul unei bune adaptabilităţi se utilizează de obicei cutiile de viteze cu 5 trepte.

Fiind determinat numărul de trepte şi ţinând cont că i=1, într-o treaptă K, raportul de transmitere este dat de relaţia:

iCV k= ; (k=1…n)

Ţinând cont de tipul şi destinaţia autovehiculului, funcţionarea economică a automobilului presupune ca la astfel de regimuri de deplasare, motorul să funcţioneze în zone cu consum favorabil, respectiv la turaţia medie economică, astfel s-a introdus a cincea treaptă econoamă, calculată cu relaţia:

icv5= ; icv5= ; icv5=0,86

Pentru treapta a-I-a; icv1=5,53Pentru treapta a-II-a; icv2=3,13Pentru treapta a-III-a; icv3=1,77Pentru treapta a-IV-a; icv4=1Pentru treapta a-V-a; icv5=0,86Pentru raportul de transmitere al transmisiei principale i0=3,6

28


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

Dependenţa dintre viteza unghiulară de rotaţie a arborelui motorului şi viteza de deplasare a autovehiculului, într-o treaptă oarecare k, cu raportul de transmitere icv k, este:

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

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

Folosind programul Excel s-a realizat atât listingul cât şi diagrama tip “ferăstrău” aferentă acestei autofurgonete date spre proiectare. În continuare este prezentat listingul acestei diagrame:

Alegerea intervalului se face în funcţie de tipul şi destinaţia automobilului. La automobilele de oraş pentru a se obţine un timp de demaraj cât mai scurt, motorul trebuie să funcţioneze la o putere medie apropiată de puterea maximă, alegerea intervalului făcându-se în jurul turaţiei de putere maximă. La automobilele destinate transportului interurban, la care importanţa demarajului scade se urmăreşte funcţionarea motorului la regimuri economice, intervalul alegându-se în jurul turaţiei de consum specific minim, aceste motoare fiind prevăzute cu regulator limitator de turaţie.

În continuare este prezentată diagrama tip “fierăstrău”, realizată cu ajutorul programului Excel, rezultând cele cinci trepte de transmitere ale cutiei de viteze.

29

omega [rad/s]

v1 [m/s]

v2 [m/s]

v3 [m/s]

v4 [m/s]

v5 m/s

188.50 3.14 5.55 9.82 17.36 20.19200.01 3.33 5.89 10.42 18.42 21.42211.53 3.52 6.23 11.02 19.48 22.65223.05 3.71 6.57 11.62 20.54 23.89234.57 3.90 6.91 12.22 21.60 25.12246.09 4.10 7.25 12.82 22.67 26.36257.61 4.29 7.58 13.42 23.73 27.59269.13 4.48 7.92 14.01 24.79 28.82280.65 4.67 8.26 14.61 25.85 30.06292.17 4.86 8.60 15.21 26.91 31.29303.69 5.06 8.94 15.81 27.97 32.52315.21 5.25 9.28 16.41 29.03 33.76326.73 5.44 9.62 17.01 30.09 34.99338.24 5.63 9.96 17.61 31.15 36.23349.76 5.82 10.30 18.21 32.21 37.46361.28 6.01 10.64 18.81 33.28 38.69372.80 6.21 10.98 19.41 34.34 39.93376.99 6.28 11.10 19.63 34.72 40.37


30


31


1.5 Determinarea performanţelor autovehicululuişi valorificarea performanţelor

1.5.1 Bilanţul de tracţiune şi caracteristica forţei la roată

Performanţele reprezintă posibilităţile maxime în privinţa, capacităţii de autopropulsare, capacităţilor de sporire a vitezei, capacităţilor de frânare şi capacităţilor de funcţionare economică din punct de vedere al consumului de combustibil. Cu ajutorul acestor studii se stabilesc criteriile de calitate, prin care se apreciază şi se diferenţiază autovehiculele. Criteriile de apreciere ale performanţelor dinamice se fac prin studii utilizând caracteristica puterilor, caracteristica de tracţiune şi caracteristica dinamică.

Caracteristica forţei la roată (Fr) Pentru fiecare punct al caracteristicii externe de funcţionare a motorului, se poate calcula,

la mersul în fiecare treaptă a cutiei de viteze, atât forţa la roată F r, cât şi viteza de deplasare a automobilului V. Forţa la roată se calculează cu relaţia:

Fr= ;

Iar viteza de deplasare a automobilului este :

;

În care sunt viteze unghiulare ale roţii motoare şi respectiv a arborelui motorului.Prin caracteristica forţei la roată se defineşte dependenţa grafică dintre forţa la roată şi

viteza de deplasare a automobilului. În cazul autovehiculului dat spre proiectare caracteristica forţei la roată, având în vedere relaţiile de mai sus arată astfel:

Caracteristica forţei la roată serveşte pentru calculul caracteristicii dinamice. Pentru o singură treaptă de viteze caracteristica forţei la roată este prezentată în continuare:

v1

[m/s]FR1

[N]va2 [m/s]

FR2

[N]v3

[m/s]FR3

[N]v4

m/sFR4

[N]v5

[m/s]FR5

[N]0.87 12478.00 1.54 7055.01 2.73 3988.87 4.82 2255.29 5.61 1939.551.12 12774.17 1.97 7222.46 3.49 4083.55 6.17 2308.82 7.18 1985.591.36 13036.63 2.40 7370.86 4.25 4167.45 7.52 2356.26 8.75 2026.381.60 13265.38 2.84 7500.19 5.02 4240.57 8.87 2397.60 10.32 2061.941.85 13460.42 3.27 7610.46 5.78 4302.92 10.22 2432.85 11.89 2092.252.09 13621.75 3.70 7701.68 6.54 4354.50 11.57 2462.01 13.46 2117.332.34 13749.37 4.13 7773.83 7.31 4395.29 12.92 2485.08 15.03 2137.172.58 13843.27 4.56 7826.93 8.07 4425.31 14.27 2502.05 16.60 2151.762.82 13903.47 4.99 7860.96 8.83 4444.55 15.63 2512.93 18.17 2161.123.07 13929.96 5.43 7875.94 9.60 4453.02 16.98 2517.72 19.74 2165.243.14 13931.33 5.55 7876.72 9.82 4453.46 17.36 2517.97 20.19 2165.453.33 13920.93 5.89 7870.83 10.42 4450.13 18.42 2516.09 21.42 2163.833.52 13889.71 6.23 7853.18 11.02 4440.16 19.48 2510.45 22.65 2158.983.71 13837.68 6.57 7823.77 11.62 4423.52 20.54 2501.04 23.89 2150.903.90 13764.85 6.91 7782.58 12.22 4400.24 21.60 2487.88 25.12 2139.57

32


4.10 13671.20 7.25 7729.64 12.82 4370.30 22.67 2470.95 26.36 2125.024.29 13556.74 7.58 7664.92 13.42 4333.71 23.73 2450.26 27.59 2107.234.48 13421.46 7.92 7588.44 14.01 4290.47 24.79 2425.81 28.82 2086.204.67 13265.38 8.26 7500.19 14.61 4240.57 25.85 2397.60 30.06 2061.944.86 13088.49 8.60 7400.17 15.21 4184.03 26.91 2365.63 31.29 2034.445.06 12890.78 8.94 7288.39 15.81 4120.83 27.97 2329.90 32.52 2003.715.25 12672.27 9.28 7164.85 16.41 4050.97 29.03 2290.40 33.76 1969.755.44 12432.94 9.62 7029.53 17.01 3974.47 30.09 2247.15 34.99 1932.555.63 12172.80 9.96 6882.45 17.61 3891.31 31.15 2200.13 36.23 1892.115.82 11891.86 10.30 6723.60 18.21 3801.50 32.21 2149.35 37.46 1848.446.01 11590.10 10.64 6552.99 18.81 3705.03 33.28 2094.81 38.69 1801.546.21 11267.52 10.98 6370.61 19.41 3601.92 34.34 2036.51 39.93 1751.406.28 11145.07 11.10 6301.37 19.63 3562.77 34.72 2014.37 40.37 1732.36

Pentru studiul performanţelor automobilului la deplasarea pe un anumit drum caracterizat de o înclinare longitudinală şi de un coeficient de rezistenţă la rulare f, caracteristica se completează cu bilanţul de tracţiune dat de relaţia:

FR = Rr + Rp + Rd + Ra

Pentru rezolvarea problemelor legate de dinamicitatea automobilului se propune reprezentarea bilanţului de tracţiune sub forma:

FR – Ra = Rr + Rp+ Rd

Membrul stâng al acestei relaţii reprezintă forţa excedentară care poate fi folosită la învingerea rezistenţei drumului şi la accelerarea automobilului.

Calculul sub formă tabelară a valorilor vitezei în cadrul treptei considerate este reprezentat în tabelul următor.

Relaţiile de utilizare la construirea acestui tabel sunt menţionate anterior, iar rapoartele de transmitere ale transmisiei automobilului sunt:

Pentru treapta a- I -a: icv1= 5,53Pentru treapta a- II -a: icv1= 3,13Pentru treapta a- III -a: icv1= 1,77Pentru treapta a- IV -a: icv1= 1Pentru treapta a- V -a: icv1= 0,86Pentru transmisia principală: i0 =3,6

v4[m/s]

Fex4[N]

V4[m/s]

Fex4[N]

V4[m/s]

Fex4[N]

4.82 2231.55 16.98 2223.61 25.85 1715.656.17 2269.93 17.36 2210.34 26.91 1626.557.52 2298.49 18.42 2169.71 27.97 1531.398.87 2317.24 19.48 2123.02 29.03 1430.17

10.22 2326.17 20.54 2070.28 30.09 1322.8911.57 2325.29 21.60 2011.47 31.15 1209.5512.92 2314.59 22.67 1946.60 32.21 1090.1614.27 2294.08 23.73 1875.68 33.28 964.7015.63 2263.75 24.79 1798.70 34.72 783.86

33


34


1.5.2Bilanţul de putere şi caracteristica puterilor autovehiculului

Caracteristica puterilor

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanţului de putere funcţie de viteza automobilului, pentru toate treptele de viteze. Bilanţul de putere al automobilului reprezintă echilibrul dinamic puterea la roata PR şi suma puterilor necesare învingerii rezistenţelor la înaintare, respectiv rezistenţa la rulare ( Pr ), rezistenţa la urcarea pantei ( Pp ), rezistenţa la demarare ( Rd ) şi rezistenţa aerului ( Pa ), dat de relaţia :

PR =P* =Pr+ Pa+ Pp+Pd

unde ;P- puterea motorului

- randamentul transmisieiÎn cazul autovehiculului dat spre proiectare, având cinci rapoarte de transmitere ale cutiei

de viteze de mers înainte, reprezentarea grafică a caracteristicii puterilor în coordonate putere-viteză arată astfel:

Relaţiile de calcul pentru mărimile din componenţa tabelelor următoare sunt:

Pr= Pp = ;

Pa= PR = ;

v1

[m/s]PR1

[KW]v2

[m/s]PR2

[KW]v3

[m/s]PR3

[KW]v4

[m/s]PR4

[KW]v5

[m/s]PR5[KW]

0.87163 10.88 1.54163 10.88 2.72664 10.88 4.82253 10.88 5.60759 10.881.11569 14.25 1.97329 14.25 3.4901 14.25 6.17284 14.25 7.17772 14.251.35974 17.73 2.40494 17.73 4.25356 17.73 7.52315 17.73 8.74785 17.731.6038 21.27 2.8366 21.27 5.01701 21.27 8.87346 21.27 10.318 21.27

1.84786 24.87 3.26825 24.87 5.78047 24.87 10.2238 24.87 11.8881 24.872.09191 28.49 3.69991 28.49 6.54393 28.49 11.5741 28.49 13.4582 28.492.33597 32.12 4.13157 32.12 7.30739 32.12 12.9244 32.12 15.0284 32.122.58003 35.71 4.56322 35.71 8.07085 35.71 14.2747 35.71 16.5985 35.712.82408 39.26 4.99488 39.26 8.83431 39.26 15.625 39.26 18.1686 39.263.06814 42.74 5.42654 42.74 9.59777 42.74 16.9753 42.74 19.7387 42.743.13787 43.71 5.54987 43.71 9.8159 43.71 17.3611 43.71 20.1873 43.713.32963 46.35 5.88902 46.35 10.4158 46.35 18.4221 46.35 21.421 46.353.52139 48.91 6.22818 48.91 11.0156 48.91 19.483 48.91 22.6547 48.913.71315 51.38 6.56734 51.38 11.6155 51.38 20.544 51.38 23.8884 51.383.90491 53.75 6.9065 53.75 12.2153 53.75 21.6049 53.75 25.122 53.754.09666 56.00 7.24566 56.00 12.8152 56.00 22.6659 56.00 26.3557 56.004.28842 58.13 7.58482 58.13 13.4151 58.13 23.7269 58.13 27.5894 58.134.48018 60.13 7.92398 60.13 14.0149 60.13 24.7878 60.13 28.823 60.13

35


4.67194 61.97 8.26313 61.97 14.6148 61.97 25.8488 61.97 30.0567 61.974.8637 63.65 8.60229 63.65 15.2146 63.65 26.9097 63.65 31.2904 63.65

5.05546 65.16 8.94145 65.16 15.8145 65.16 27.9707 65.16 32.524 65.165.24722 66.49 9.28061 66.49 16.4144 66.49 29.0316 66.49 33.7577 66.495.43898 67.62 9.61977 67.62 17.0142 67.62 30.0926 67.62 34.9914 67.625.63073 68.54 9.95893 68.54 17.6141 68.54 31.1535 68.54 36.2251 68.545.82249 69.24 10.2981 69.24 18.2139 69.24 32.2145 69.24 37.4587 69.246.01425 69.70 10.6372 69.70 18.8138 69.70 33.2755 69.70 38.6924 69.706.20601 69.92 10.9764 69.92 19.4137 69.92 34.3364 69.92 39.9261 69.926.27574 69.94 11.0997 69.94 19.6318 69.94 34.7222 69.94 40.3747 69.94

Deoarece studiul performanţelor automobilului se face de obicei în funcţie de deplasarea cu viteze constante, pe o cale orizontală în stare bună se notează cu puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la rulare pe o cale orizontală bună considerată cu un coeficient al rezistenţei la rulare f = ct. pentru viteze uzuale.

Unde Pro =Ga * f *v.Bilanţul de putere va fi de forma:P = PR – (Pro + Pa) = Pex.

Pex – este o putere numită excedentară faţă de deplasarea cu viteză constantă pe o cale dată.Această putere este utilizată de automobil în scopul sporirii vitezei maxime, învingerea

rezistenţelor maxime ale căii de rulare, sporirea vitezei şi învingerea rezistenţelor căii.Puterea utilizată la deplasarea cu viteză constantă pe o cale orizontală este numită P rez şi se

manifestă în orice condiţii (pentru învingerea rezistenţei aerului şi a rezistenţei la rulare apare un consum permanent de putere).

Studiul performanţelor dinamice cu ajutorul caracteristicii puterilor se face funcţie de modul de utilizare a puterii disponibile.

Pentru o reprezentare grafică s-a folosit expresia bilanţului de putere dat de relaţia:PR = P* =Pr + Pa + Pp + Pd dată sub forma Pex = Pd + = PR – Prez unde Prez = Pa + Pro şi f - coeficient al rezistenţei de rulare

v4

[m/s]Pa4

[kW]PR4

[kW]Pr4

[kW]Pcsi[kW]

Pa+Pr[kW]

4.82 11.82 10.88 3.91 0.39 4.026.17 15.49 14.25 5.00 0.50 5.247.52 19.27 17.73 6.09 0.61 6.538.87 23.12 21.27 7.19 0.72 7.90

10.22 27.03 24.87 8.28 0.83 9.3711.57 30.97 28.49 9.38 0.94 10.9612.92 34.91 32.12 10.47 1.05 12.6714.27 38.82 35.71 11.56 1.16 14.53

36


15.63 42.68 39.26 12.66 1.27 16.5516.98 46.45 42.74 13.75 1.38 18.7417.36 47.51 43.71 14.06 1.41 19.4018.42 50.38 46.35 14.92 1.49 21.3019.48 53.16 48.91 15.78 1.58 23.3320.54 55.85 51.38 16.64 1.66 25.4921.60 58.42 53.75 17.50 1.75 27.7922.67 60.87 56.00 18.36 1.84 30.2423.73 63.19 58.13 19.22 1.92 32.8524.79 65.35 60.13 20.08 2.01 35.6225.85 67.36 61.97 20.94 2.09 38.5726.91 69.19 63.65 21.80 2.18 41.6927.97 70.83 65.16 22.66 2.27 44.9929.03 72.27 66.49 23.52 2.35 48.4930.09 73.50 67.62 24.38 2.44 52.1931.15 74.50 68.54 25.23 2.52 56.0932.21 75.26 69.24 26.09 2.61 60.2233.28 75.76 69.70 26.95 2.70 64.5634.34 76.00 69.92 27.81 2.78 69.1334.72 76.02 69.94 28.13 2.81 70.85

37


1.5.3 Caracteristica Dinamică

Pentru a putea compara performanţele automobilelor trebuie să se ţină seama simultan de greutatea totală a acestora, de forţa la roată disponibilă la fiecare viteză, precum şi de proprietăţile aerodinamice.

În acest scop se introduce un factor adimensional numit factor dinamic, definit prin relaţia:

D= ;

FR – forţa la roată;Ga – greutatea automobilului;A – aria automobiluluiVa – viteza automobiluluiPrin caracteristică dinamică se înţelege dependenţa grafică dintre factorul dinamic şi

deplasarea autovehiculului Va. Din relaţia scrisă mai sus se poate constata că factorul dinamic se determină pornind de la caracteristica forţei la roată, cunoscând în fiecare treaptă, valoarea forţei la roată şi viteza automobilului.

v1

[m/s] D1 v2

[m/s] D2 v3

[m/s]D3 v4

[m/s]D4 v5

[m/s]D5

0.872 0.277 1.542 0.157 2.727 0.088 4.823 0.050 5.608 0.0421.116 0.284 1.973 0.160 3.490 0.090 6.173 0.050 7.178 0.0431.360 0.290 2.405 0.164 4.254 0.092 7.523 0.051 8.748 0.0431.604 0.295 2.837 0.166 5.017 0.094 8.873 0.051 10.318 0.0431.848 0.299 3.268 0.169 5.780 0.095 10.224 0.052 11.888 0.0432.092 0.303 3.700 0.171 6.544 0.096 11.574 0.052 13.458 0.0432.336 0.305 4.132 0.172 7.307 0.096 12.924 0.051 15.028 0.0422.580 0.307 4.563 0.173 8.071 0.097 14.275 0.051 16.598 0.0422.824 0.309 4.995 0.174 8.834 0.097 15.625 0.050 18.169 0.0413.068 0.309 5.427 0.174 9.598 0.097 16.975 0.049 19.739 0.0393.138 0.309 5.550 0.174 9.816 0.097 17.361 0.049 20.187 0.0393.330 0.309 5.889 0.174 10.416 0.096 18.422 0.048 21.421 0.0383.521 0.308 6.228 0.174 11.016 0.096 19.483 0.047 22.655 0.0363.713 0.307 6.567 0.173 11.615 0.095 20.544 0.046 23.888 0.0353.905 0.306 6.907 0.172 12.215 0.094 21.605 0.045 25.122 0.0334.097 0.303 7.246 0.171 12.815 0.093 22.666 0.043 26.356 0.0314.288 0.301 7.585 0.169 13.415 0.092 23.727 0.042 27.589 0.0304.480 0.298 7.924 0.167 14.015 0.091 24.788 0.040 28.823 0.0284.672 0.294 8.263 0.165 14.615 0.089 25.849 0.038 30.057 0.0254.864 0.290 8.602 0.163 15.215 0.088 26.910 0.036 31.290 0.0235.055 0.286 8.941 0.160 15.815 0.086 27.971 0.034 32.524 0.0215.247 0.281 9.281 0.157 16.414 0.084 29.032 0.032 33.758 0.0185.439 0.276 9.620 0.154 17.014 0.082 30.093 0.029 34.991 0.0155.631 0.270 9.959 0.151 17.614 0.079 31.154 0.027 36.225 0.0125.822 0.263 10.298 0.147 18.214 0.077 32.215 0.024 37.459 0.0096.014 0.257 10.637 0.143 18.814 0.074 33.275 0.021 38.692 0.0066.206 0.250 10.976 0.139 19.414 0.071 34.336 0.019 39.926 0.0036.276 0.247 11.100 0.137 19.632 0.070 34.722 0.017 40.375 0.002

38


Caracteristica dinamică se poate utiliza pentru determinarea unor performanţe de aderenţă maximă la roata motoare, dacă în relaţia scrisă mai sus forţa la roată i-a valoarea maximă şi tinde spre FR .

1.5.4 Caracteristica de demaraj ale automobilului

Studiul demarării automobilului presupune determinarea acceleraţiei, a timpului şi spaţiului de demarare, precum şi a indicilor cu ajutorul cărora se poate aprecia capacitatea de sporirea a vitezei.

Acceleraţia automobilului caracterizează în general calităţile lui de demarare, deoarece în condiţii egale, cu cât acceleraţia este mai mare cu atât creşte viteza medie de exploatare.

Pentru determinarea acceleraţiei, precum şi pentru studiul performanţelor de demarare se consideră se consideră autovehiculul în mişcare rectilinie, pe o cale orizontală, în stare bună cu un coeficient mediu al rezistenţei la rulare f.

În aceste condiţii, expresia bilanţului de putere, puterea excedentară Pex va fi utilizată numai pentru accelerare, şi este dată de relaţia :

de unde rezultă

Utilizând relaţiile se trasează graficul caracteristicii de demaraj.v1

[m/s]Pex1[kW]

v2[m/s]

Pex2[kW]

v3[m/s]

Pex3[kW]

v4[m/s]

Pex4[kW]

v5[m/s]

Pex5[kW]

0.87 10.87 1.54 10.87 2.73 10.85 4.82 10.76 5.61 10.701.12 14.25 1.97 14.24 3.49 14.21 6.17 14.01 7.18 13.871.36 17.72 2.40 17.71 4.25 17.65 7.52 17.29 8.75 17.041.60 21.27 2.84 21.25 5.02 21.14 8.87 20.56 10.32 20.151.85 24.86 3.27 24.84 5.78 24.67 10.22 23.78 11.89 23.162.09 28.48 3.70 28.44 6.54 28.21 11.57 26.91 13.46 26.012.34 32.10 4.13 32.04 7.31 31.72 12.92 29.91 15.03 28.652.58 35.70 4.56 35.62 8.07 35.18 14.27 32.74 16.60 31.052.82 39.24 4.99 39.13 8.83 38.56 15.63 35.37 18.17 33.143.07 42.71 5.43 42.57 9.60 41.83 16.98 37.74 19.74 34.893.14 43.68 5.55 43.54 9.82 42.75 17.36 38.37 20.19 35.313.33 46.31 5.89 46.14 10.42 45.19 18.42 39.97 21.42 36.323.52 48.86 6.23 48.66 11.02 47.54 19.48 41.36 22.65 37.043.71 51.33 6.57 51.09 11.62 49.78 20.54 42.53 23.89 37.463.90 53.69 6.91 53.41 12.22 51.89 21.60 43.45 25.12 37.564.10 55.93 7.25 55.61 12.82 53.85 22.67 44.12 26.36 37.324.29 58.05 7.58 57.69 13.42 55.67 23.73 44.50 27.59 36.704.48 60.03 7.92 59.62 14.01 57.32 24.79 44.58 28.82 35.694.67 61.87 8.26 61.39 14.61 58.78 25.85 44.34 30.06 34.264.86 63.54 8.60 63.00 15.21 60.06 26.91 43.77 31.29 32.395.06 65.03 8.94 64.43 15.81 61.13 27.97 42.83 32.52 30.055.25 66.34 9.28 65.67 16.41 61.98 29.03 41.52 33.76 27.235.44 67.45 9.62 66.71 17.01 62.59 30.09 39.80 34.99 23.895.63 68.35 9.96 67.53 17.61 62.96 31.15 37.68 36.23 20.025.82 69.03 10.30 68.12 18.21 63.07 32.21 35.11 37.46 15.596.01 69.48 10.64 68.47 18.81 62.90 33.28 32.10 38.69 10.586.21 69.68 10.98 68.57 19.41 62.45 34.34 28.60 39.93 4.966.28 69.69 11.10 68.54 19.63 62.22 34.72 27.21 40.37 2.76

39


40


41


A. Determinarea caracteristicii acceleraţiilor

Din ecuaţia de definiţie a factorului dinamic, se poate deduce expresia acceleraţiei de mişcare a automobilului:

, pentru fiecare treaptă.

Valorile acceleraţiei vor depinde de drumul pe care rulează automobilul, caracterizat prin rezistenţa specifică ” ”, de regulă demarajul automobilului se studiază la deplasarea pe drum orizontal astfel =f.

Caracteristica acceleraţiilor reprezintă dependenţa grafică dintre acceleraţia automobilului măsurată în m/s2, şi viteza de deplasare a automobilului va.

Relaţiile utilizate la construirea acestui tabel sunt cele menţionate anterior, iar rapoartele de transmitere ale transmisie autobehiculului sunt

Pentru treapta a- I -a: icv1= 5,53Pentru treapta a- II -a: icv1= 3,13Pentru treapta a- III -a: icv1= 1,77Pentru treapta a- IV -a: icv1= 1Pentru treapta a- V -a: icv1= 0,86Pentru transmisia principală: i0 =3,6

v1[m/s]

a1

m/s2v2

[m/s]a2

[m/s]v3

[m/s]a3

[m/s2]v4

[m/s2]a4

[m/s2]v5

[m/s]a5

[m/s2]0.872 1.324 1.542 1.040 2.727 0.622 4.823 0.295 5.608 0.2301.116 1.357 1.973 1.068 3.490 0.639 6.173 0.303 7.178 0.2351.360 1.387 2.405 1.092 4.254 0.654 7.523 0.309 8.748 0.2381.604 1.413 2.837 1.113 5.017 0.667 8.873 0.313 10.318 0.2391.848 1.435 3.268 1.131 5.780 0.678 10.224 0.315 11.888 0.2382.092 1.453 3.700 1.146 6.544 0.686 11.574 0.315 13.458 0.2352.336 1.468 4.132 1.158 7.307 0.692 12.924 0.312 15.028 0.2292.580 1.478 4.563 1.166 8.071 0.696 14.275 0.308 16.598 0.2222.824 1.485 4.995 1.171 8.834 0.697 15.625 0.302 18.169 0.2123.068 1.488 5.427 1.172 9.598 0.696 16.975 0.294 19.739 0.2003.138 1.488 5.550 1.172 9.816 0.695 17.361 0.291 20.187 0.1973.330 1.486 5.889 1.171 10.416 0.692 18.422 0.282 21.421 0.1853.521 1.483 6.228 1.167 11.016 0.687 19.483 0.273 22.655 0.1733.713 1.477 6.567 1.161 11.615 0.681 20.544 0.262 23.888 0.1593.905 1.468 6.907 1.154 12.215 0.674 21.605 0.250 25.122 0.1434.097 1.457 7.246 1.144 12.815 0.665 22.666 0.236 26.356 0.1274.288 1.444 7.585 1.132 13.415 0.655 23.727 0.221 27.589 0.1094.480 1.429 7.924 1.119 14.015 0.643 24.788 0.205 28.823 0.0904.672 1.411 8.263 1.103 14.615 0.630 25.849 0.188 30.057 0.0694.864 1.391 8.602 1.086 15.215 0.615 26.910 0.170 31.290 0.0475.055 1.368 8.941 1.066 15.815 0.599 27.971 0.150 32.524 0.0245.247 1.343 9.281 1.044 16.414 0.581 29.032 0.129 33.758 -0.0015.439 1.315 9.620 1.021 17.014 0.562 30.093 0.107 34.991 -0.0275.631 1.286 9.959 0.995 17.614 0.542 31.154 0.083 36.225 -0.0545.822 1.254 10.298 0.967 18.214 0.520 32.215 0.058 37.459 -0.0826.014 1.219 10.637 0.938 18.814 0.497 33.275 0.032 38.692 -0.1126.206 1.182 10.976 0.906 19.414 0.472 34.336 0.005 39.926 -0.1436.276 1.168 11.100 0.894 19.632 0.462 34.722 0.005 40.375 -0.155

42


43


B. Determinarea timpului de demarare

Prin timp de demarare se înţelege timpul necesar de creştere a vitezei automobilului între viteza minimă în treapta întâi a cutiei de viteze şi viteza maximă de deplasare în ultima treaptă, făcând ipotezele că motorul funcţionează pe caracteristica externă şi că schimbarea treptelor se face instantaneu.

Pentru calculul timpului de demaraj se porneşte de la definiţia acceleraţiei:

a=

De unde se deduce expresia timpului elementar:

;

Întrucât pentru acceleraţie nu există o funcţie analitică de variaţie în raport cu viteza, se recurge prin integrare, la diagrama acceleraţiei. La viteza maximă a automobilului, acceleraţia fiind nulă, inversul acceleraţiei va fi infinit. Astfel expresia timpului de demaraj va fi:

;

Pentru calcularea timpului de demaraj este necesară calcularea inversului acceleraţiei. Deoarece inversul acceleraţiei tinde la infinit pentru viteza care tinde la viteza maximă, acesta se calculează pentru o valoare egală cu 0,9 din viteza maximă.

va1 1/a1 va2 [m/s] 1/a2 Va3 [m/s]

1/a3 Va4 m/s

1/a4 va5 1/a5

0.87 0.76 1.54 0.96 2.73 1.61 4.82 3.39 5.61 4.361.12 0.74 1.97 0.94 3.49 1.56 6.17 3.30 7.18 4.261.36 0.72 2.40 0.92 4.25 1.53 7.52 3.23 8.75 4.201.60 0.71 2.84 0.90 5.02 1.50 8.87 3.19 10.32 4.181.85 0.70 3.27 0.88 5.78 1.48 10.22 3.18 11.89 4.202.09 0.69 3.70 0.87 6.54 1.46 11.57 3.18 13.46 4.262.34 0.68 4.13 0.86 7.31 1.45 12.92 3.20 15.03 4.362.58 0.68 4.56 0.86 8.07 1.44 14.27 3.24 16.60 4.512.82 0.67 4.99 0.85 8.83 1.44 15.63 3.31 18.17 4.713.07 0.67 5.43 0.85 9.60 1.44 16.98 3.41 19.74 4.993.14 0.67 5.55 0.85 9.82 1.44 17.36 3.44 20.19 5.093.33 0.67 5.89 0.85 10.42 1.45 18.42 3.54 21.42 5.403.52 0.67 6.23 0.86 11.02 1.46 19.48 3.67 22.65 5.793.71 0.68 6.57 0.86 11.62 1.47 20.54 3.82 23.89 6.303.90 0.68 6.91 0.87 12.22 1.48 21.60 4.01 25.12 6.974.10 0.69 7.25 0.87 12.82 1.50 22.67 4.24 26.36 7.894.29 0.69 7.58 0.88 13.42 1.53 23.73 4.52 27.59 9.194.48 0.70 7.92 0.89 14.01 1.56 24.79 4.87 28.82 11.164.67 0.71 8.26 0.91 14.61 1.59 25.85 5.32 30.06 14.494.86 0.72 8.60 0.92 15.21 1.63 26.91 5.90 31.29 21.235.06 0.73 8.94 0.94 15.81 1.67 27.97 6.67 32.52 41.905.25 0.74 9.28 0.96 16.41 1.72 29.03 7.76 33.76 -1423.67

44


5.44 0.76 9.62 0.98 17.01 1.78 30.09 9.39 34.99 -37.605.63 0.78 9.96 1.00 17.61 1.85 31.15 12.05 36.23 -18.585.82 0.80 10.30 1.03 18.21 1.92 32.21 17.19 37.46 -12.146.01 0.82 10.64 1.07 18.81 2.01 33.28 31.12 38.69 -8.916.21 0.85 10.98 1.10 19.41 2.12 34.34 207.68 39.93 -6.976.28 0.86 11.10 1.12 19.63 2.16 34.72 184.20 40.37 -6.45

Înlocuind în relaţie se calculează timpul de demaraj, necesar atingerii vitezei de 100 km/h (în treapta a IV a, a cutiei de viteze) , pentru un drum orizontal cu f=0,02, şi sarcina maximă Ga=45000 N.

v4[m/s]

td[s]

v[m/s]

td[S]

3.32963 0.04386 9.28061 1.733693.52139 0.08783 11.0156 2.592113.71315 0.13198 11.6155 2.89153.90491 0.17639 12.2153 3.194194.09666 0.22112 12.8152 3.500914.28842 0.26626 13.4151 3.812484.48018 0.31189 14.0149 4.129744.67194 0.35811 14.6148 4.453674.8637 0.40499 15.2146 4.785315.05546 0.45266 15.8145 5.125885.24722 0.50121 16.4144 5.476735.43898 0.55707 19.483 9.30285.54987 0.58953 20.544 10.6815.88902 0.68948 21.6049 12.12666.22818 0.79027 22.6659 13.65486.56734 0.89209 23.7269 15.28467.92398 1.30434 24.7878 17.04148.26313 1.40887 25.8488 18.95928.60229 1.51509 26.9097 21.08638.94145 1.62327 27.77 23.494

45


46


B. Caracteristica spaţiului de demaraj

Prin spaţiului de demaraj se înţelege distanţa parcursă de automobil în timpul demarajului.Pentru calculul spaţiului de demaraj se foloseşte relaţia de definiţie a vitezei:

v= ;

de unde se deduce expresia spaţiului elementar:ds= ,

Din relaţia de mai sus se observă cunoaşterii funcţiei de dependenţă a vitezei faţă de timp. Astfel timpul necesar pentru demaraj de la viteza vmin1 la viteza v1 este:

t1= ;

Dacă într-un sistem de axe se i-a în abscisă vitezele de demaraj, iar în ordonată timpul necesar de demaraj pentru fiecare viteză, rezultă reprezentarea grafică a funcţiei v=v(t). Spaţiul, de demaraj total Sd se exprimă prin relaţia:

Graficul funcţiei determinate este prezentat în continuare:

v[m/s]

sd[m]

v[m/s]

sd[m]

3.32963 0.12518 9.28061 9.912343.52139 0.25789 11.0156 18.01753.71315 0.39841 11.6155 20.99823.90491 0.54704 12.2153 24.16754.09666 0.70412 12.8152 27.53674.28842 0.87005 13.4151 31.11924.48018 1.04528 14.0149 34.93054.67194 1.23034 14.6148 38.98824.8637 1.4258 15.2146 43.3133

5.05546 1.63234 15.8145 47.92985.24722 1.8507 16.4144 52.86615.43898 2.11115 19.483 116.765.54987 2.26557 20.544 141.0295.88902 2.77007 21.6049 167.86.22818 3.30811 22.6659 197.4896.56734 3.88128 23.7269 230.6357.92398 6.68131 24.7878 267.9618.26313 7.42162 25.8488 310.4528.60229 8.20485 26.9097 359.5158.94145 9.03395 27.77 417.239

47


48


1.5.5 Caracteristica de frânare

A. Determinarea timpului de frânare minim

Pentru calculul timpului de frânare minim se porneşte de la formula :

dt=- :

Timpul de frânare minim determinat în relaţia de mai sus a fost obţinut în ipoteza că frânele intră în funcţiune instantaneu. În realitate de la sesizarea pericolului de către conducătorul auto şi până la atingerea valorii momentului de frânare, există un interval de timp în care autovehiculul se deplasează şi care face ca spaţiul şi timpul de frânare să fie mai mari decât cele calculate.

Acest interval de timp este determinat atât de calităţile fizice ale conducătorului cât şi de viteza de intrare în funcţiune a sistemului de frânare.

Conform literaturii de specialitate, care consideră mărimea medie a acestui interval în jurul valorii de 1…2 s se adoptă ti =1,5

Înlocuind în relaţia de mai sus şi ţinând seama de timpul de reacţie adoptat rezultă că pentru oprirea totală a autofurgonetei de la viteza iniţială de 100 km/h timpul minim este de 9,43 s.

v[m/s]

tf[m]

v[m/s]

tf[m]

3.32963 2.45132 9.28061 4.15163.52139 2.50611 11.0156 4.647323.71315 2.5609 11.6155 4.818713.90491 2.61569 12.2153 4.99014.09666 2.67048 12.8152 5.161494.28842 2.72526 13.4151 5.332874.48018 2.78005 14.0149 5.504264.67194 2.83484 14.6148 5.675654.8637 2.88963 15.2146 5.84704

5.05546 2.94442 15.8145 6.018435.24722 2.9992 16.4144 6.189825.43898 3.05399 19.483 7.066585.54987 3.08568 20.544 7.369715.88902 3.18258 21.6049 7.672846.22818 3.27948 22.6659 7.975976.56734 3.37638 23.7269 8.27917.92398 3.76399 24.7878 8.582238.26313 3.8609 25.8488 8.885368.60229 3.9578 26.9097 9.188498.94145 4.0547 27.77 9.43429

În continuare conform listingului prezentat anterior se realizează graficul timpului minim de frânare pentru autovehiculul dat spre proiectare.

49


50


B. Determinarea spaţiului de frânare minim

Calculul spaţiului de frânare minim se efectuează cunoscând expresia deceleraţiei de frânare maxime.

Expresia spaţiului de frânare, considerând că frânarea se face de la o viteză v i, iniţială la o viteză vf finală atunci prin integrare se obţine:

;

Considerând că frânarea se face de la o viteză iniţială v i la o viteză finală vf, în acest caz frânarea se face până la oprire, integrând relaţia anterioară, se obţine expresia spaţiului minim de

frânare : ;

Ca şi în cazul timpului minim de frânare, şi aici intervine în calcul timpul de reacţie care duce la, care duce la mărirea spaţiului de frânare minim. Pentru a se determina spaţiul de frânare minim, considerând că autovehiculul se deplasează cu viteza iniţială v I şi parcurge un spaţiu si=vi * ti .

Ţinând cont şi de acest timp se va determina spaţiul minim de frânare total, al autofurgonetei ce frânează la viteza de 100 km/h. Relaţia spaţiului de frânare minim este dat de relaţia următoare:

: ;

v[m/s]

sf[m]

v[m/s]

sf[m]

3.32963 0.79189 9.28061 6.152123.52139 0.88573 11.0156 8.667423.71315 0.98482 11.6155 9.63713.90491 1.08916 12.2153 10.65824.09666 1.19876 12.8152 11.73074.28842 1.31361 13.4151 12.85464.48018 1.43372 14.0149 14.02994.67194 1.55907 14.6148 15.25664.8637 1.68968 15.2146 16.5347

5.05546 1.82555 15.8145 17.86425.24722 1.96666 16.4144 19.24515.43898 2.11303 19.483 27.11345.54987 2.20007 20.544 30.14685.88902 2.47719 21.6049 33.3416.22818 2.77073 22.6659 36.69596.56734 3.08071 23.7269 40.21177.92398 4.48496 24.7878 43.88828.26313 4.8771 25.8488 47.72568.60229 5.28567 26.9097 51.72388.94145 5.71068 27.77 55.0838

51

Calculul şi construcţia punţii motoare

52


Capitolul 2

2.Calculul şi construcţia punţii motoare spate

Conform soluţiei de organizare a autovehiculului (soluţia clasică) reiese că puntea motoare este în spate. Aceasta asigură transmiterea fluxului de putere prin intermediul transmisiei longitudinale la roţile motoare (puntea spate).

Pentru transmiterea fluxului de putere al motorului puntea cuprinde următoarele mecanisme: transmisia principală

diferenţialul arbori planetari butucul roţiiDin interacţiunea roţilor cu calea în procesul autopropulsării autovehiculului, asupra

automobilului acţionează, funcţie de regimul de deplasare al automobilului, reacţiunea normală ZR, şi forţele de aderenţă ce diferă de regimul în care se află autovehiculul, cum ar fi: regimul tracţiunii al frânării şi în regimul deplasării.

Puntea din spate are rolul de a prelua toate forţele şi momentele ce apar în centrul roţilor din spate ale automobilului şi de a le transmite elementelor elastice ale suspensiei şi cadrului sau caroseriei autovehiculului. Acest rol este îndeplinit de puntea motoare prin intermediul mecanismului de ghidare al roţilor.

2.1Alegerea tipului constructiv

Puntea motoare trebuie să îndeplinească următoarele cerinţe: Să asigure preluarea integrală a forţelor şi momentelor ce apar în centrele roţilor, şi

să le transmită elementelor de legătură; Să aibe dimensiuni de gabarit reduse, în special pe verticală; Să fie uşoare; Să prezinte soluţii tehnologice simple şi costuri reduse; Să asigure o durată mare de întreţinere ; Să asigure adaptarea fluxului de putere al motorului la condiţiile de deplasare

impuse, necesare obţineri unor calităţi de consum şi dinamice optime; Să asigure funcţionarea normală şi silenţioasă a mecanismelor componente.

Ţinând cont de cerinţele impuse pe care trebuie să le îndeplinească puntea motoare spate, se adoptă pentru autoturismul de proiectat, punte rigidă.

53


2.1Transmisia principală

Transmisia principală la autoturismul de proiectat este simplă cu roţi dinţate conice, cu dantură curbă. Schema cinematică este prezentată în figura alăturată unde : pinionul de atac (2), montat în lagărele cu rulmenţi (1), în carterul (4), este permanent în angrenare cu coroana dinţată (3), montată prin şuruburile (6) pe carcasa diferenţialului (7).

Fluxul de putere al motorului este primit de pinion de transmisia longitudinală, prin flanşa (9) şi transmis de la angrenajul conic (2…3), prin intermediul diferenţialului (7) arborilor planetari (5) şi (8).

Pentru elementele angrenajului conic, valorile deformaţiilor admise sînt prezentate în figura următoare : unde : p.a - pinion de atac

c.d - coroană dinţată

1.2.2 Dimensionarea geometrică a angrenajelor

a) Determinarea momentului de calcul:

unde: MM- momentul maxim al motorului MM= 252,08 Nm -coeficient de siguranţă al ambreiajului =1,6iCVI - raportul de transmitere al cutiei de viteze în treapta I iCVI=5,53 -randamentul transmisiei de la motor la ambreiajul calculat =0,92

-raportul de tansmitere din transmisia principală la angrenajul calculat =1 MC=252,08*1,4*5,53*0,92*1=1795,47 Nm

b) Dimensionarea geometrică

Se consideră rezistenţa unei roţi conice egală cu rezistenţa unei roţi cilindrice având următoarele caracteristici:

- diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al roţii conice în secţiune medie a dintelui;

- modul corespunzător modulului roţii conice din aceiaşi secţiune;- profilul dinţilor corespunzător dinţilor roţilor echivalente

Roata echivalentă se obţine prin desfăşurarea conului mediu pe un plan.

1.Numărul de dinţi:

zech1= zech2=

Se adoptă z1 =9 dinţi

54


- semiunghiurile conului de divizare ale roţilor conice; - unghiul mediu de înclinare al danturii;

z2=z1*i0 =9*3,6=32,4 se adoptă z2=33 dinţi;

15,250

se adoptă

i0 real = 3,66

1,66%< 3%

zech1= =16,97 se adoptă zech1=17 dinţi

zech2= =228,26 se adoptă zech2=229 dinţi

2. Lăţimea danturii b = (6…8)mn med = 8*3,5=28 mm conform STAS 822-82 mn med=3,5

3. Modulul frontal ;

mf =

se adoptă mf=5 mm

4. Unghiul de angrenare în secţiune normală conform STAS 6884-63

5. Coeficientul înălţimii capului de referinţă normal şi frontal f0n=1 conform STAS 6844-63 f0f= f0n*cos =0,819

6. Coeficientul jocului de referinţă la fund normal şi frontal won=0,2 STAS 6884-63 wof= won*cos =0,163;

7. Lungimea generatoarei conului de divizare

L=

se adoptă L=85 mm

8. Adâncimea de lucru a dinţilor he=2f0f*mf= 2*0,819*5= 8,19 mm

9. Jocul la fund

55


c= wof*mf= 0,163*5= 0,815 mm

10.Înălţimea dintelui h1=h2=h=he+c=8,19+0,815=9,005 mm

11.Înălţimea capului a1= a2= he-a1= 8,19 - 4,47= 3,72mm

12. Înălţimea piciorului b1=h- a1=9,005-4,47=4,535 mm b2=h- a2=9,005-3,72= 5,285 mm

13. Diametrul de divizare Dd1= z1*mf = 9*5 =45 mm Dd2=z2*mf=33*5=165 mm

14. Unghiul piciorului dintelui

=3,05o

3,55o

15. Unghiul conului exterior

16. Unghiul conului interior

17. Diametrul de vârfDe1= Dd1 + 2acos = 45 + 2 * 4,47 * cos15,25=53,62 mmDe2=Dd2+ 2a2 cos =165 + 2*3,72*cos74,75=166,95 mm

18. Distanţa de la vârful conului până la dantură

H1= =81,35 mm

H2= 18.17 mm

19.Grosimea dintelui pe cercul de divizare

S1=mf

S2= = *5-8,187=7,52mm

56


2.2.3 Calculul de rezistenţă şi verificare al angrenajului

1. Determinarea schemei de încărcare a arborilor

Pentru calculul forţelor transmise la arbori de către roţile în angrenare se consideră forţa normală ‘Fn’ , care acţionează la mijlocul dinţilor cu cele trei componente: forţa tangenţială ‘F t’, forţa radială ‘Fr’, şi forţa axială ‘Fa’.

Forţele Fr şi Fa pot avea şi sensuri negative. Pentru deplasarea înainte a automobilului, cu înclinare spre dreapta a dintelui pinionului de atac, schema de încărcare a arborilor pentru determinarea reacţiunilor din lagăre este următoarea :

Calculul danturii la înconvoiere prin metoda Lewis

Ft1= N pentru roata conducătoare

Ft2= 21757,5 N; pentru roata condusă

unde:Ft- forţa tangenţialăb- lăţimea danturiiKd- coeficient ce ţine seama de caracterul dinamic al solicităriiKc- coeficient ce ţine seama de concentrarea de eforturi la baza dintelui

-coeficient ce ţine seama de gradul de acoperireMc- momentul de calcul rd- raza cercului de divizarep- pasul p = *mn real=10,99 mmyf- coeficient de formă

Kd =

Unde:a- coeficient ce ţine seama de clasa de precizie de prelucrare a danturii a=12 pentru clasa Iv- viteza tangenţială a roţii dinţatedd - diametrul de divizaren - turaţia roţii dinţate

57


Kd2=

Kc = unde:

- grosimea unghiului la bază =9 m

rb - raza de rotunjire a dintelui la bază; rb=0,3mm

Kc1=Kc2=

1,21

se adoptă yf1=2,8; yf2=2,2

315,88 N/mm2 350 N/mm2

106,49 N/mm2 350 N/mm2

Calculul la presiunea de contact

pc = ;

unde :Fn - forţa normală

Fn = ;

B’= ;

- razele de curbură

;

Fn1= 103670,5 N

Fn2= 28275,1 N

mm

=28,27 mm

58


pc1= =40,54 N/mm2 100 N/mm2

pc2= =51 N/mm2 100 N/mm2

Calculul danturii la oboseală

a) Calculul danturii la oboseală la înconvoiere

Ft = ;

- coeficientul de utilizare al motorului =0,2 (C.C.A.-3,83/218)ii- raportul de transmitere dintre motor şi roata dinţatăiI=iCV 1=6,3

Ft1= =14116,4 N

Ft2= =3850 N

;

=56,9 N/mm2

=6,65 N/mm2

Aceste eforturi se compară cu un efort unitar la oboseală după ciclul pulsator dat de relaţia;

; unde

- efortul unitar pentru ciclu simetric

; - efortul unitar de rupere =1000 N/mm2

N= 800000 cicluri (pentru un parcurs de 200000 km)Atunci:

N /mm2

Angrenajele sunt considerate corespunzătoare din punct de vedere al sistemului la oboseală dacă este satisfăcută inegalitatea:

unde;

K’- coeficient de siguranţă la calculul la obosealăK’= c* în care c - coeficient de siguranţă

-coeficient de dinamicitate =1,2….1,4 se adoptă =1,4Coeficientul de siguranţă se determină cu relaţia:c=K1*K2*K3*c1*c2

59


K1- coeficient ce ţine seama de concentraţia specifică sarcinii pe lungimea dintelui K1=1,1…1,2 K2=1,2K2- coeficient ce ţine seama de siguranţa în exploatare; K2=1,1…1,15; K2=1,15K3- coeficient ce ţine seama de precizie; K3=1,2…1,4; K3=1,4c1,2- coeficienţi ce ţin de precizia de prelucrare şi de calitatea suprafeţei, flancurilor roţilor dinţate.

c1=1,0….1,05 se adoptă c1=1,05c2=1,05…1,1 se adoptă c2=1,1

Atunci: K’=K1*K2*K3*c1*c2* =1,2*1,15*1,4*1,05*1,1*1,4=3,12Cum 56,9 şi 6,65 324,8 calculul danturii la oboseală se verifică.

Calculul la oboseală la solicitarea de contact

Efortul unitar efectiv se determină în acest caz cu relaţia:

PI = 0,418 ;

Unde Ft= Fechivalent , corespunde momentului mediu echivalent Mech, dezvoltat de autovehicul, la o turaţie medie echivalentă.

Mech = ;

MRmed= Nm

Unde: Ga-greutatea autovehiculului Ga=45000 N rr - raza de rulare a roţii; rr=0,332 m

i0- raportul transmisiei principale i0=3,6

0.05; -forţa specifică la roată se adoptă (tab. 1.14 CCA)

Turaţia echivalentă a motorului este dată de relaţia:

;

unde: ikmed = ; reprezintă raportul de transmitere mediu al cutiei de viteze.

iki – rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze i= (1…5).- timpul relativ de utilizare al treptei de viteze = (i=1…5), exprimat în procente conform

tabelului 1.10 CCA.=2,5 %=12 %= 40 %=25 %=20,5%

ik med=

Se va adopta din tabelul 1.14 CCA Va=40 km/h

nech=2,66 2681 rot/min

60


Numărul de solicitări la care este supus un dinte pe durata de funcţionare, se determină cu relaţia:

Nech= ;

Unde : =1% timpul relativ de utilizare al ambreiajului Sp=200000 km spaţiul parcurs de automobil =1 este raportul de transmitere de la roţile automobilului la angrenajul calculat rr= 0,332 mm raza dinamică

Nech=1000 cicluri;

Mech= Nm

Ft ech1= 3446,66 N;

Ft ech2= 940 N; atunci:

Pef1=0,418 =952,2 N/mm2

E=2,1*105 modulul de elasticitate

Efortul unitar de contact pentru calculul la oboseală se determină cu relaţia:Unde:K- coeficient ce ţine seama de natura materialului, K=256…310 se adoptă K=256;H=30 HRC duritatea materialului;

PNc=256*30* =3840 N/mm2

Efortul unitar admisibil de contact este dat de relaţia:

Pac= ; unde c’=1,2…1,3 coeficientul de siguranţă, c’=1,3

Pac= =2953,84 N/mm2

Pef=952,2 N/mm2 2953,84 N/mm2

Condiţiile îndeplinite, rezultă că dantura este verificată la oboseală la solicitarea de de contact.

Calculul arborilor

1) Calculul reacţiunilor pentru arborele 1Se adoptă constructiv distanţele: l1=15 mm; l2=60 mm.

(H) ;Ft1* (l1+l2)-yA*lL+Ma=0 ;

YA= ;

61


Ft1= N;

Fa1= =

=63235N;

Fr1= ;

Fr1= =15493 N

Ma1= 1422,7 Nm;

YA= 123461,6

YB = YA- Ft = 123461,6 – 79800 = 43661,6 N

(V) ; ZA*l2 = FR1 (l1+l2);

ZA = 19366,25 N

ZB= ZA – FR1 =19366,25 – 15493 = 3876,5 NRA = 124971,2 N

RB = 43833,3 N

Pentru arborele 2:l3 = 90 mm, l4 = 40 mm;

Ft1 = Ft2 = N

Fa2 = ;

Fa2= 18881,3N

Fr2 = ;

Fr2 = 63235,34 N

(H) YC (l3+l4) – Ft2l4 + Ma2 =0

Ma2 = Fa2 1557,7 N

YC = 24541,86 N

YD = Ft2 – YC = 79800 – 24541,86 = 55258,14 N

62


(V) ZD (l3+l4) = Fr2*l3

ZD = = 43778,35 N

ZC = Fr2 – ZD = 63235,34 – 43778,35 = 19457 NRC = = 31318,96 N

RD = 70498,26 N

Calculul momentului de torsiune şi înconvoiere

Pentru arborele 1(H) Mi AB = YB* x unde x (0, l2)Pentru x = 0 va rezulta Mi AB = 0x=l2 rezultă; Mi AB = 43661,6* 60 = 2619696 Nmm

Mi EA = Ma1 + Ft1*l1

Mi EA = 1422,7 + 79800*15*10-3= 2619,7 Nm(V) Mi BA = -ZB*l2 = 3876,5*60*10-3 =-232,6 Nm

Mi EA = -Fr1*l1= -15493* 15*10 -3 = -232,4 Nm

Nm

= 2630 Nm

Mt1= 1795,5

Pentru arborele 2;(H) Mi CF = YC*l3 = 24541,86*90*10-3=2208,76 Nm

Mi DF = YD*l4 = 55258,14*40*10-3 =2210,3 Nm (V) Mi CF = ZC*l3 = 19457*90*10-3 =1751,13 Nm

Mi F = =2819,9 Nm

Mt2= 6583,5 Nm

; unde =0,5..0,6

se adoptă =0,5

Arborele (1,2)

=1681,6 Nm

4334,4 Nm

unde =240N/mm2

35 mm

63


30 mm

40 mm

Alegerea rulmenţilor

Se calculează forţa echivalentăFK = xvR+ y*x

e

Pentru arborele 1 se adoptă montajul rulmenţilor în “O”xA = xB +Fa1=0,51+63235=63235,51 N

xB= =0,51

Pentru arborele 2 se alege montarea rulmenţilor în “X”

xD= =0,63

xC = xD + Fa2 =0,63+18881,3=18881,93 Npentru V=1

0,5 - x=0; y=1

pentru x=0; y=1

=0,15 pentru x=0; y=1

=0,26 pentru x=0; y=1

FK1= Fa1 + 1 = 63235 + 1 = 63236 NFK2= Fa2 + 1=18881,3 +1 =18882,3 N

Forţa echivalentă medie :

Qem=

QemI= 18924,4 N

QemII= =5650,8 N

Capacitatea de încărcare dinamică

64


C = Qem

D = mil. rot

. = mil rot.

CI =18924,4 NCII=5650,8 <58500 N

Rulmenţii sunt radiali axiali cu role conice;dI=30 mm cu C=8300 daNdII =35 mm cu C=5850 daN conform STAS 6112-69 se adoptă ;d=30 mm D = 78 mm

d = 35 mm D= 98 mm T=27,25 cu încărcările dinamice scrise mai sus.

2.Diferenţialul

Diferenţialul este un mecanism inclus în puntea motoare, care divizează fluxul puterii de autopropulsare primit de la transmisia principală în două ramuri, transmise fiecare câte unei roţi motoare, oferind totodată roţilor punţii posibilitatea , ca în funcţie de condiţiile de autopropulsare, să se rotească cu viteze unghiulare diferite. Principalele condiţii de autopropulsare care impun roţilor să se rotească cu viteze unghiulare diferite sunt următoarele:

- deplasarea pe traiectorii curbe, când roata interioară curbei are de parcurs un spaţiu mai mic decât roata exterioară curbei;

- deplasarea rectilinie pe căi netede, când roţile punţii au de parcurs spaţii egale iar automobilul, din diverse cauze, are roţile punţii cu raze inegale; diferenţa dintre raze poate fi datorată presiunii inegale din pneuri, repartizarea încărcăturii asimetric faţă de axa longitudinală a automobilului.

- deplasarea rectilinie pe căi cu denivelări când, datorită distribuţiei aleatoare a denivelărilor sub formă de gropi şi ridicături, roţile au de parcurs drumuri de lungimi diferite

În condiţiile prezentate anterior, lipsa diferenţialului, în mecanismele punţii, apar încărcări suplimentare sub forma unui flux “parazit” de putere.

Organizarea cinematică a diferenţialului

65


Diferenţialul utilizat la autovehicule este în general un mecanism planetar cu roţi dinţate cilindrice. Elementele unui astfel de mecanism sunt: pinioanele planetare 2 şi 6, fixate pe arborii planetari 1 şi 7, ai transmisiilor la roţile motoare , sateliţii 5, aflaţi permanent în angrenare cu roţile planetare 2 şi 6, braţul portsatelit 4 şi carcasa 3 a diferenţialului. Elementul conducător al mecanismului este braţul portsatelit 4, care primeşte fluxul de putere al motorului de la coroana transmisiei principale prin intermediul carcasei 3.

Pentru a stabili legăturile cinematice dintre elementele diferenţialului se aplică metoda opririi imaginare a elementului conducător (metoda Willis).

Materialele utilizate pentru executarea roţilor dinţate ale diferenţialului sunt cele recomandate ca şi pentru roţile dinţate ale cutiilor de viteze :20MoC12, 21TCH12. Carcasa diferenţialului se execută prin turnare din fontă maleabilă.

Elementele de calcul de rezistenţă ale diferenţialului

Calculul de rezistenţă al diferenţialului cuprinde calculul pinoanelor planetare, calculul sateliţilor şi al axului sateliţilor, urmând ca celelalte elemente (carcasa , şuruburile de ansamblat) să se stabilească constructiv din condiţiile de montaj şi funcţionale.

Dimensionarea geometrică a angrenajelorDeterminarea momentului de calcul al roţilor dinţate este dat de relaţia :

Mc = ;

Unde Mmax=252,08 Nm; momentul maxim al motorului . iCV1=5,53; raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze i0= 6,3; raportul de transmitere al transmisiei principale. K=2; numărul de sateliţi =1,15; coeficient de blocare al diferenţialului.

Mc = Nm

Se consideră rezistenţa roţii conice egală cu rezistenţa unei roţi cilindrice având următoarele caracteristici:

- diametrul cercului de rostogolire egal cu diametrul cercului de rostogolire al roţii conice în secţiune medie a dintelui.

- modulul corespunzător modulului roţii conice din aceiaşi secţiune.- profilul dinţilor corespunzător profilului dinţilor roţii echivalente Roata echivalentă se obţine prin desfăşurarea canalului mediu pe un plan.

1.Numărul de dinţi ;

zech2= zech5=

- unghiul de înclinare al danturii; =0- se adoptă z2=12; z5=23;

z2=z5*is ; is =

66


- semiunghiurile conului de divizare

;

=27,56o ;

zech2= 49,71 se adoptă 50 dinţi;

zech5= 13,53 se adoptă 14 dinţi

2. Lăţimea danturiib = (6…8)mn med = 3,5*6 =21 mm;

3. Modulul frontal

mf = ;

4. Unghiul de angrenare în secţiune normală conform STAS 6844-63

5. Coeficientul înălţimii capului de referinţă normal şi frontalfo1=1 conform STAS 6844-63 fof=fon cos =1

6. Coeficientul jocului de referinţă la fund normal şi frontalwon=0,2 STAS 6844-63 wof =won*cos =0,2*1=0,2

7. Lungimea generatoarei conului de divizare

L= 55,12 mm

8.Adîncimea de lucru a dinţilorhe= 2*fof*mf = 2*1*4,25 = 8,5 mm

9. Jocul la fundc= wof * mf = 0,2 * 4,25 =0,85 mm

10. Înălţimea dintelui h5 =h2 =h =he+c=8,5+0,85=9,35 mm

11. Înălţimea capului dinteluia5=mf ( fof+ ) =4,5(1+0,075)=4,83 mma2= he- a5=8,5- 4,83=3,67mm

12. Înălţimea piciorului dinteluib5=h5- a5=9,35-4,83=4,42 mmb2=h2-a2=9,35-3,67=5,68 mm

13. Diametrul de divizareDd5= z5*mf = 12 * 4,25 =51 mmDd2=z2* mf =23*4,25 =97,75 mm

67


14. Unghiul piciorului dintelui

15.Unghiul conului exterior

16. Unghiul conului interior

17. Diametrul de vîrfDe5=Dd5 +2*a5*cos =51+2*4,83*cos27,56o=59,56 mmDe2=Dd2 +2*a2*cos =97,75+2*3,67*cos62,44o=59,56 mm

18. Distanţa de la vîrful conului până la dantură

H5= mm

H2= mm

19. Grosimea dintelui pe arcul cercului de divizare

S5=mf 6,9 mm

S2= 6,43 mm

2.1.2 Calculul de rezistenţă şi verificare a angrenajelor

Calculul danturii la înconvoierePentru 41MoCr11 ;

915,06 N/mm

unde

Ft= =27454,4 N

(condiţie îndeplinită)

rd2=

b- lăţimea danturii b=21 mmyf – coeficient de formă yf=0,130 pentru p- pasul; p=10,99 mm

68


kd – coeficient ce ţine seama de caracterul dinamic al solicitării

kd5=kd2=

obs:n=211 rot/min

V= ;

-coeficient ce ţine seama de gradul de acoperire

rb- raza de rostogolire a dintelui la bază rb=0,3 mmDacă se ţine seama de caracterul dinamic de concentrare al efortului la baza dintelui şi de

gradul de acoperire, relaţia devine:

2196,3 N/mm2

Calculul la presiunea de contactValoarea presiunii de contact are o mare influenţă asupra duratei de funcţionare a roţii

dinţate. Dacă presiunea superficială este prea mare, se produce detensionarea suprafeţei de lucru a danturii.

Detensionarea suprafeţei de contact se face cu relaţia :

Pc=

Unde :

Fn=

B’= mm

Fn2 = =29216,4 N

Fn5 = 55992,4 N

Pc2= =20,92 < 650 N/mm2

- raza de curbură = rd2*sin =48,88*sin20 =16,7 mm= rd5*sin =25,5*sin20=8,72 mm

Pc5= =28,97 < 650 N/mm2

Calculul de rezistenţă pentru celelalte elemente

69


Calculul axului satelit se calculează din condiţia de rezistenţă:

,

Axul satelit este solicitat la forfecare şi la strivire de forţa (F = 2F t). Forţele radiale care acţionează asupra satelitului se anulează reciproc.

F=2Ft

ds = ;

Efortul unitar admisibil daN/cm2

Se adoptă =1500 daN/cm2 = 150 N/mm2

Rm= mm

Rezultă că :

ds= =16

se adoptă ds=22 mmEforturile unitare efective de strivire dintre axul satelitului şi satelit se calculează cu relaţia:

62

din desen : h=27 mm 37mm ds=16 mm

daN/cm2

Strivirea dintre axul satelitului şi carcasa diferenţialului se verifică cu relaţia:

=98,97 N/mm2

=800…1000daN/cm2

unde :h1=16 mm R1 = 71 mm

Sub acţiunea forţei axiale suprafaţa de contact dintre satelit şi carcasa diferenţialului, este solicitată la strivire. Ţinând cont că satelitul acţionează simultan cu cele două roţi planetare, forţa axială se determină cu relaţia:

; unde - semiunghiul al satelitului

Rezultă:

=8643,7 N

Eforturile unitare de strivire care apar pe această suprafaţă sunt:

13,56 N/mm2

unde N/mm2

Arborii planetari sunt solicitaţi la torsiune şi înconvoiere, deoarece solicitarea principală este torsiunea pentru calculele prealabile (Di) se obţine cu relaţia :

Di- diametrul interior al arborelui

70


Di = ;

Unde : =1000…1200 daN/cm , este efortul unitar admisibil la torsiune şi se adoptă în intervalul scris =120 N/mm2

28 mm

Se adoptă conform STAS 1768-68 b=7 di min=28 D=34După standardizare se fac verificările la butuc şi butuc.

Forţele tangenţiale care solicită canelurile:

Ft= 447000 N

Verificarea la strivire se face cu relaţia:

18,2 N/mm2 N/mm2

În care :Zc – numărul de caneluri Zc=6h – înălţimea caneluriil – lungimea de strivire l=10

Verificare la forfecare

12,77 N/mm2 =30 N/mm2

daN/cm2 ; se adoptă daN /cm2

Transmisia la roţile motoare

Transmiterea fluxului de putere de la diferenţial la roţile motoare ale autovehiculului se face prin arbori planetari. Pentru aceasta, arborii planetari sunt solidarizaţi la rotaţie atât cu roţile planetare ale diferenţialului cât şi cu butucul roţii motoare.

În cazul de faţă la care transmisia principală sunt montate pe partea nesuspendată a maselor automobilului şi când poziţia relativă dintre roţile motoare şi diferenţial este invariabilă, se utilizează arbori planetari rigizi.

În figura alăturată sunt reprezentaţi, tipurile constructive de arbori planetari rigizi. Prin capătul 1, arborele se solidarizează la rotaţie cu roţile planetare, ale diferenţialului, prin îmbinări canelate (figura a, b şi d), sau mai rar fac corp comun cu roata planetară (figura c).

Puntea rigidă cu carterul diferenţialului şi transmisia principală montat pe partea nesuspendată.

Numărul de cuplaje este egal cu zero.Arborele planetar 1 este montat coaxial cu grinda 2

a carterului punţii. Se adoptă arborele planetar din figura a. 71

Arbori planetari rigizi


Prin capătul 1, canelat arborii planetari se solidarizează la rotaţie cu roţile planetare, fiind supuse la eforturi mari de strivire şi torsiune.

Arborii planetari se execută de obicei din oţeluri aliate cu conţinut mediu de carbon de tipul: 45C 10; 41MC11X; 35CN15X; se supun tratamentului termic ce constă în călirea piesei în ulei urmată de o revenire. Duritatea piesei după revenire trebuie să fie HB=340…440.

Calculul arborilor planetari

Pentru autovehiculul de proiectat se adoptă:- arbori planetari parţial descărcaţi de momente încovoietoare.

Arborii planetari sunt solicitaţi la torsiune (de momentul motor transmis de diferenţial), în care forţele care acţionează asupra roţii motoare sunt degenerate de regimul de deplasare, calculul arborilor se face pentru patru regimuri:

- regimul tracţiunii - regimul frânării- regimul derapării- regimul trecerii peste obstacole

Schema forţelor şi momentelor care acţionează asupra punţii motoare, din spate pentru cele patru regimuri.

Regimul de tracţiuni este caracterizat de acţiunea forţei m2G2, din partea cadrului sau a caroseriei şi a forţelor ZRs, ZRd şi xRs, xRd, din partea căii de rulare.

72


Reacţiunile normale:

ZRs=ZRd= m2 , în care G2 = este sarcina statică pe puntea spate.

m2 = ; - este coeficientul de încărcare dinamică, a punţii motoare la demaraj,

unde hg=1050 mm0,7

G2 = = =29700

m2 = =1,26

ZRs=ZRd= m2 =1,26* =9355,5 N

Reacţiunile tangenţiale:

XRs = XRd = ;

Unde rd = rs =0,332 m, este raza dinamică a roţii motoare

XRs = XRd 8082,5 N

Regimul frânării - este caracterizat de acţiunea forţei m2FG2 din partea cadrului sau caroseriei şi forţelor

XFs XFd şi ZFs ZFd, din partea căii de rulare.

Reacţiunile normale la frânare se determină cu relaţie:

ZFs = ZFd = m2F , unde m2F este coeficientul de încărcare dinamică a punţii din spate la

frânare, pentru automobil 4 , cu ambele punţi frânate.

0,601

ZFs = ZFd = =4462,4 N

XFs , XFd – sunt reacţiunile tangenţiale care se consideră egale şi limitate de aderenţa dintre roţi şi cale.

XFs = XFd = ZFs =4462,4*0,7= 3123,7 N

Regimul derapării (sau regimul derapării cu reacţiuni laterale maxime)

În acest caz asupra punţii acţionează din partea cadrului sau caroseriei componenta statică a greutăţii automobilului, ce revine punţii din spate G2 şi componenta forţelor laterale Fy, iar din partea căii reacţiunile normale ZRs, ZRd şi laterale YRs şi YRd.

Din condiţia de echilibru a punţii se obţine pentru reacţiunile normale expresiile:

73


ZRs= ;

ZRd= ;

Valoarea maximă a reacţiunilor laterale este limitată de aderenţa roţilor cu calea, deci:YRs = ZRs*Y;YRd= ZRd* ;Dar : Fy= YRs + YRd

Înlocuind ultima expresie în cele de mai jos, se obţin pentru reacţiunile normale, ale căii expresiile:

ZRs= =14204,3 N

ZRd= 645,6

Iar pentru reacţiunile laterale expresiile:

YRs = =9943,01 N

YRd.= =452 N

Unde: B=1610 mm este ecartamentul punţii din spate.

Regimul trecerii peste obstacole

- este un regim caracteristic deplasării pe drumuri, cu neregularităţi, când asupra punţii acţionează, sarcini dinamice verticale de valori importante. Mărimea acestor sarcini dinamice depinde de: înălţimea obstacolului, viteza de deplasare, calităţile suspensiei, se apreciază printr-un coeficient , definit de relaţia:

G2=29700 N

Calculul arborilor planetari total descărcaţi de momente înconvoietoare.Pentru acest caz de montare pe automobil , arborii planetari, sunt solicitaţi în regimul

tracţiunii, la răsucire de momentul MR.

MR = XR * rd, unde XR= XRs= XRd=8082,5 NMR =8082,5*332=2683390 N/mm2

N/mm2 ; ;

=28 mm

Se adoptă d=28 mm

74


Butucul roţiiButucul roţii reprezintă elementul constructiv al punţii, prin care fiecare roată motoare este

legată de lanţul cinematic de transmitere al fluxului de putere şi de elementele mecanismului de ghidare.

Butucul roţii este solidarizat la rotaţie cu arborele planetar şi rezemat prin lagăre de rostogolire pe trompa punţii.

Pentru a transmite roţii motoare momentul de propulsie şi a prelua de la aceasta forţele şi momentele reactive (pentru a nu le transmite mecanismului de ghidare), de butuc se montează fără posibilitatea de mişcări relative, roata şi partea rotitoare a mecanismului de frânare al roţii.

În figura alăturată este prezentată o soluţie constructivă, utilizată la arborii planetari total descărcaţi de momente înconvoietoare, la care butucul roţii 3 se solidarizează la rotaţie cu flanşa 1 a arborelui planetar prin prezoanele 2.

Solidarizarea cu roţile motoare 5 şi cu tamburul 7, al frânii se face prin flanşa 6 cu ajutorul bolţurilor speciale 4 prevăzute cu piuliţe 8. Prin rulmenţii conici 10 şi 12, butucul este rezemat pe trompa 11 a carterului 9. Reglarea rulmenţilor se face cu ajutorul piuliţelor şi siguranţei 13. Prin montarea în “O” cu deschiderea mare între ei şi prin plasarea flanşei 6 între rulmenţi se asigură o rigiditate sporită construcţiei, astfel că arborii planetari sunt descărcaţi de acţiunea momentelor înconvoietoare date de forţele şi momentele reactive ce acţionează asupra roţii.

Mecanismul de ghidare al punţii al punţii

Alegerea tipului constructiv

Mecanismul de ghidare asigură transmiterea forţelor şi momentelor, de la roţi la cadrul sau caroseria automobilului.

După modul de transmitere al forţelor şi a momentelor de la punte la cadru, punţile motoare pot fi :

punţi motoare la care forţele şi momentele se transmit prin arcurile suspensiei;

75


punţi motoare la care forţele se transmit prin arcurile suspensiei iar momentele prin bare de reacţie.

punţi motoare la care forţele şi momentele se transmit prin bare de reacţie.La automobilul de proiectat şi ţinând cont de alegerea lagărelor punţii rigide se adoptă

mecanismul de ghidare la care forţele şi momentele se transmit prin arcurile suspensiei.

Cinematica roţii ghidate în mecanismul adoptat

Mecanismul de ghidare al unei punţi la care transmiterea forţelor şi a momentelor se face prin arcuri dispuse longitudinal. Pentru a transmite forţele longitudinale Xr şi XF, de la carterul 1 al punţii la carterul sau caroseria automobilului , arcul 3 este montat fix în direcţie longitudinală, prin articulaţia simplă 2.

Pentru a se asigura deformarea logitudinală, a arcului la variaţia forţelor verticale ZR şi ZF, celălalt cap al arcului se fixează printr-un cercel 4, articulat în ambele capete.

Pentru a transmite momentele reactive M’R

sau M’F arcul este fixat rigid faţă de carterul punţii prin bridele 5. Dezavantajul îl reprezintă solicitările mari la care sunt supuse arcurile.

Calculul de rezistenţă şidimensionarea mecanismului de ghidare

Carterul punţii motoare rigide

Funcţionând carterul punţii îndeplineşte rolul de mecanism de ghidare al roţilor şi de organ în care se montează o parte din elementele componente ale transmisiei. Carterul este realizat prin turnare din fontă nodulară sau oţel, ce permite obţinerea de forme avantajoase din punct de vedere al solicitărilor.

Modelul prezentat şi proiectat este un carter demontabil cu un plan de separaţie. Planul de separaţie este materializat pe suprafaţa de îmbinare, dintre carterul central în care se află diferenţialul cu carcasa acestuia şi capacul acestuia ce conţine pinionul de atac.

Introducerea lubrifiantului se face prin buşonul de alimentare, iar golirea prin buşonul de golire. Pentru trompe se recomandă ţevi trase.

. Elemente de calcul ale carterului punţii spate

Calculul punţii spate se face la înconvoiere şi torsiune, sub acţiunea forţelor şi momentelor transmise de butucul roţii. Calculul se va face, funcţie de tipul de montare al arborilor planetari, pentru cele patru regimuri caracteristice de deplasare ale automobilului.

Regimul tracţiunii

ZRs=ZRd= m2 =1,26* =9355,5 N

XRs= XRd=8082,5 N

76


În plan vertical:Rv= ZRs=ZRd=9355,5 N; MV=0.

În plan orizontal:RH= XRs= XRd=8082,5 N, MH=0

În plan longitudinal:Mt=M’R=2683390 N/mm

Verificare:Momentul în secţiunea a (0-0) înconvoiere:

Miv = Mvs+Rvs*l =9355,5*170=15904,3 N/mm2

de=120 mmdI=60 mml =170 mm

36,81 N/mm2

MiH = MHs+RHs*l =8082,5*170=1374025 N/mm2

=31,8 N/mm2

48,63

62,11N/mm2

133,3 N/mm2

=200 N/mm2

Regimul frânării

ZFs = ZFd = =4462,4 N

XFs = XFd = ZFs =4462,4*0,7= 3123,7 NMF= XFs* rd=3123,7*332=1037068,4 N/mm2

În planul vertical:RV= ZFs + ZFd =4462,4 N; MV=0

În plan orizontal :RH= XFd=XFs=3123,7 N; MH=0

În plan longitudinal :Mt= M’F= 1037068,4 Nmm

Verificare :MiV=4462,4*170=758608 Nmm

17,6 N/mm2

MIH=3123,7*170=531029 Nmm

12,3 N/mm2

=21,5 N/mm2

=24,01 N/mm2

52,6 N/mm2

77


Regimul derapăriia) pentru partea stângă

ZRs=14204,3 NYRs=9943,01 N

M’Ys= YRs* rd =9943,01*332=3301079,3 NmmÎn planul vertical

Rv= ZRs=14204,3 NMV=- M’Ys=-3301079,3 Nmm

În planul (H) şi (T) nu acţionează forţe şi momenteb) pentru partea dreaptă

ZRD=645,6 NYRd=452 N

M’Yd= YRd* rd =452* 332=150064 NÎn plan vertical

Rv = ZRd= 645,6 NMV=- M’Yd=150064 N

Verificare:a) MiV=3301079,3 – 150064*170 =866399,3

N/mm2

MiH = 0

Mt =0 b) Miv =Mv + Rvs*l =150064+14200*170=872464,2 Nmm

N/mm2

4. Regimul trecerii peste obstacoleZRs= ZRD= 14204,3 N

În plan verticalRv = ZRs=14204,3 N

În planele orizontal (H) şi transversal (T) nu acţionează nici o forţă şi nici un momentMvs= Mv + Rvs*l =14204,3*170=2521551,6 N/mm

N/mm2

78

Studiul amenajării interioare

Capitolul 3.

Studiul amenajării interioarea furgonetelor

Folosirea autofurgonetelor ca mijloace de transport de marfă s-a impus încă de la apariţia acestora, realizând un compromis foarte bun între capacitatea de încărcare, consumul redus şi manevrabilitatea deosebită, mai ales în deplasarea urbană.

Studiul amenajării interioare a caroseriei se impune a fi un punct important în proiectarea unui autovehicul, deoarece în funcţie de dimensiunile adoptate, trebuie să se asigure confortul, siguranţa pasagerilor, estetica şi aerodinamica formei la un cost accesibil.

Evoluţia continuă a furgonetelor s-a datorat adaptării la nevoile de transport prin sporirea confortului conducătorului auto comparabil cu cel al unui autoturism şi în acelaşi timp mărindu-se considerabil siguranţa şi spaţiul de încărcare mărfurilor transportate.

Folosind aceiaşi platformă se pot obţine funcţie de cerinţele de transport furgonete cu o sarcină utilă cuprinsă între 2,8t…6,5t, cu un volum cuprins între 7-17m3 şi cu ampatamente variind între 3000 şi 3950 ajungând până la graniţa transporturilor grele, fără a micşora manevrabilitatea autovehiculelor.

Confortul şi uşurinţa conducerii asigurat conducătorului autovehiculului, constituie factori constructivi cu rol deosebit în asigurarea randamentului munci şi securităţii circulaţiei. În funcţie de destinaţia fiecărui autovehicul se aleg acele dimensiuni care pun în evidenţă anumite calităţi indispensabile in acel mediu. În cazul autobuzelor turistice, confortul oferit pasagerilor reprezintă o caracteristică funcţională importantă mai ales în cazul unor curse lungi, sau în condiţii ambientale excesive.

Uşurinţa de conducere este în mare măsură asigurată de geometria dispunerii scaunului conducătorului în raport cu comenzile şi alte elemente ale automobilului, iar confortul de calităţile scaunului ca element izolator la vibraţii şi susţinător al corpului cu presiune optimă, de nivelul zgomotului interior, eficacitatea instalaţiei de încălzire şi ventilare a caroseriei, etanşarea caroseriei la gazele de evacuare, praf şi apă.

Amenajarea interioară a autofurgonetelor trebuie să asigure condiţii optime de lucru conducătorului fără a neglija

79

Vedere generală


siguranţa acestuia cît şi a încărcăturii transportate. Pentru a mării siguranţa conducătorului auto se foloseşte poziţionarea motorului în partea din faţă şi ca urmare se poate realiza o construcţie de cabină mai uşoară, montarea caroseriei pe şasiu cu ajutorul bucşelor din cauciuc, eliminând astfel vibraţiile, sporind confortul şi silenţiozitatea făcându-le să fie mai aproape de cele care se bucură un autoturism. Folosirea soluţie clasice de amenajare a grupului motopropulsor, prin dispunerea motorului transversal în partea din faţă a automobilului (în consola faţă, poziţie avansată), a determinat reducerea spaţiului compartimentului motor şi în acelaşi timp se măreşte compartimentul de încărcare a mărfurilor şi spaţiul în cabină. Totodată prin decalarea motorului uşor în faţă şi mai jos, podea cabinei este fără denivelări mărindu-se suprafaţa acesteia, cît şi confortul pasagerilor.

În condiţiile în care acest tip de autovehicul este utilizat şi prin oraş, uşile din faţă mari, 1666 mm în înălţime şi 1117 mm în lăţime, fac accesul în cabină mult mai uşor chiar şi pe străzile aglomerate, sau în parcări datorită deschiderii uşilor de 64o, asemănătoare autoturismelor, dar şi a treptei de acces destul de joasă .Asigurarea unui spaţiu interior destul de generos, datorită lăţimii totale de 1655 mm poate fi străbătută şi datorită schimbătorului de viteze mai scurt, împreună cu folosirea unor pedale ergonomice asigură un confort asemănător cu al unui autoturism.

Pentru sporirea confortului conducătorului se pot folosi scaune cu suspensie pe pernă de aer, cu posibilitate de a se regla pe trei direcţii, spătare înalte cu tetiere integrate, oferind un suport lombar, iar pe laterale sînt prevăzute cu cotiere, extrem de utile pentru distanţe lungi.

Bordul autovehiculului uneşte principalele comenzi pe două manete, asemenea unui autoturism, aflate la îndemâna şoferului, dotat cu un volan ergonomic şi cu lumini de avertizare ce

80

Deschiderea uşilor laterale culisante

Planşa bord ergonomică


înlesnesc supravegherea întregului vehicul, instrumentaţie electronică, tablou de bord nereflectorizant.

Cabina poate fi echipată cu spaţii de depozitare generoase de la cele de pe portiere cu suport pentru recipienţi din sticlă, până la torpedou cu suport pentru pahar, care poate fi închis şi folosit ca un mic spaţiu de siguranţă.

Confortul vehiculului este sporit prin folosirea unei sistem de încălzire şi o funcţie de recirculare pentru a izola cabina de exterior. Sistemul de aer condiţionat de pe tabloul de bord, beneficiind de control programabil al temperaturii.

Pentru a se obţine un acces uşor în compartimetul de încărcare, autovehiculul poate fi dotat cu uşi glisante dispuse opţional pe ambele părţi , care avantajează transportul urban aglomerat, cu următoarele dimensiuni: lăţime l=1100 mm şi o înălţime h=1780 mm. O nouă direcţie de utilizare a

furgonetelor s-a dezvoltat în ultima perioadă, prin folosirea în domeniul de distribuţie în activităţi de curierat şi livrare “porte à porte”, datorită folosirii uşilor glisante, facilitând atât parcarea paralelă cu axa drumului (descongestionând arterele rutiere) cât şi operaţiunile de încărcare – descărcare.

Compartimentul de încărcare, permite depozitarea mărfurilor cu un volum mare, având un volum de 10 m3 cu dimensiunile următoare: lungime internă Li=2600 mm şi înălţime Hi=1900 mm iar dimensiunea între contraaripi este de 1300 mm.

Generozitatea acestui spaţiu este asigurată şi de folosirea unei structuri de metalice foarte subţire şi în acelaşi timp foarte

rezistentă, din table ambutisate sudate electric. De asemenea, uşile din spate se pot deschide cu unghi cuprins între 90o şi 270o (cu

posibilităţi de blocare în poziţia deschis), uşurând manevrarea mărfurilor transportate în spaţii limitate şi chiar a produselor ambalate pe europaleţi. Accesul în compartimentul de încărcare este uşurat prin folosirea unei trepte suplimentare, acoperită cu material plastic antiderapant, care poate avea şi rolul de proteja împotriva prafului, numărul de înmatriculare.

Bunurile transportate pot fi asigurate, folosind cârlige de siguranţă de tipul HD, care garantează siguranţa mărfurilor cât şi a pasagerilor, în timpul mersului şi nu numai.

Variantele moderne sunt dotate cu dispozitive pentru blocarea uşilor, în ipoteza rezemării încărcăturii de partea interioară a acestora, pentru a preveni accidentarea personalului manipulant.

Siguranţa pasivă a conducătorului auto şi a pasagerilor este sporită prin folosirea unei structuri din oţel nedeformabile, aşa numita “celulă de supraveţuire”, forţele rezultate din impact disipându-se în structurile adiacente.

81

Cârlige HD

Rabaterea uşilor spate


Siguranţa activă este asigurată atât prin montarea centurilor cu pretensionare pirotehnică cât şi prin dotarea cu dispozitiv “air-bag” pentru conducătorul auto, generalizându-se montajul opţional al “air-bag”-ului pentru ocupanţii locurilor din dreapta.

În domeniul siguranţei active menţionăm ca dotare standard sistemul ABS. Mânerele de deschidere a uşilor estetice, solide şi ergonomice au o formă profilată,

diminuând indicele aerodinamic de rezistenţă la înaintare.Opţional suspensia spate, poate fi pneumatică, favorizând transportul mărfurilor fragile,

oferind o platformă de încărcare mai joasă, îmbunătăţind confortul general al autovehiculului.

Tapiţeria interioară a cabinei este realizat dintr-un material estetic şi foarte rezistent, trecând cu succes cunoscutul “test al jeans-ilor”.

Insonorizarea habitaclului este deosebită, fiind folosite panouri absorbante la compartimentul motor şi a unei mochete cu un înalt grad de izolare termică şi fonică dispusă pe podeaua şi elementele laterale ale acestuia.

Îmbinând armonios confortul şi manevrabilitatea unui autoturism, cu capacitatea de încărcare a unui autocamion uşor a rezultat un autovehicul performant, robust şi economic.

82

Dotare cu “air-bag”

Bibliografie

Bibliografie

1. Untaru M, ş.a., “Dinamica autovehiculelor pe roţi”, Editura didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1981;

2. Marincaş D., şa., “Fabricarea şi repararea autovehiculelor rutiere, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1982;

3. Poţincu Gh., şa., “Automobile “, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1980.

4. Stoicescu A, “Dinamica autovehiculelor”, Îndrumar de proiectare , Litografiat, Universitatea din Piteşti, 1990.

5. Untaru M. ş.a., “ Calculul şi construcţia automobilelor”, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1982

6. Tabacu I., ş.a., “Dinamica autovehiculelor”, Îndrumar de proiectare , Litografiat, Universitatea din Piteşti, 1990;

7. * * * Note de curs, Macarie T, 1998-1999

8 * * * Colecţie Standarde (S.R. , ISO)

9 * * * Cataloage auto Iveco, Peugeot;

10. Tabacu I., ş.a, “Transmisii mecanice pentru automobile”, Editura tehnică, Bucureşti, 1999;

stat autofurgoneta

Documents