8/10/2019 Proiect Automobile Toader Vladut http://slidepdf.com/reader/full/proiect-automobile-toader-vladut 1/109 Proiect Automobile 1 Date proiect Sa se efectueze proiectarea generala-functionala, privind dinamica tractiunii si ambreiajul pentru un automobil avand urmatoarele caracteristici: - tip autovehicul: autoturism - caroserie: hatchback -numar de locuri:5 - viteza maxima: 165 km/h -panta maxima:31% -alte particularitarti:MAC, 4x2 Memoriu tehnic justificativ: I. Partea I 1. Prezentarea temei de proiectare. 2. Capitolul 1 Analiza modelelor similare de autovehicule.Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta corespunzător temei de proiectat. 1.1 Alegerea modelelor similare de autovehicule.
This document is posted to help you gain knowledge. Please leave a comment to let me know what you think about it! Share it to your friends and learn new things together.
consum de combustibil, putere specifică. 1.6 Stabilirea tipului de automobil ce se va proiecta. 3. Capitolul 2 Studiul organizării generale şi a formei caracteristice pentru
autovehiculul impus prin temă. 2.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali şi masici aiautomobilului precum şi a subansamblurilor acestuia.
2.1.1 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exteriori.2.1.2 Predeterminarea parametrilor masici.2.1.3 Predeterminarea parametrilor dimensionali şi masici ai
subansamlurilor ce compunautomobilul impus prin temă. 2.2 Predeterminarea formei şi a spaţiului util, inclusiv a interiorului
postului de conducere.2.3 Întocmirea schiţei de organizare generală a automobilului de
proiectat.2.4 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului şi a parametrilor de stabilitate longitudinală şi transversală. 2.4.1 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului atâtla sarcină nulă cât şi la sarcină utilă maximă constructivă şi aîncărcarilor la punţi. 2.4.2 Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere şi stabilitatea longitudinală a automobilului în strânsă legătură cu pantamaximă impusă prin temă. 2.5 Alegerea anvelopelor şi a jantelor.
4. Capitolul 3 Calculul de tracţiune al autovehicului de proiectat. 3.1 Determinarea parametrilor necesari calcului de tracţiune.
3.1.1 Determinarea coeficientului de rezistenţă la rulare a pneurilor. 3.1.2 Determinarea ariei secţiunii transversale maxime a
automobiului. 3.1.3 Determinarea coeficientului de rezistenţă a aerului. 3.1.4 Determinarea randamentului transmisiei.
3.2 Determinarea rezistenîelor la înaintare şi a puterilorcorespunzătoare în funcţie de viteza automobilului.
5. Capitolul 4 Predeterminarea caracteristicii la sarcin ă totală amotorului. Alegerea motorului autovehicului impus printemă.
4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din
condiţia de atingere a vitezei maxime la deplasarea autovrhiculului în palier.
4.2 Alegerea motorului şi prezentarea caracteristicii sale la sarcinătotală.
6. Capitolul 5. Determinarea raportului de transmitere ala transmisiei principale şi al primei trepte a schimbătorului de
viteze. 5.1 Predeterminarea şi definitivarea raportului de transmitere altransmisiei principale.
5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze (i s1 ).
5.2.1 Determinarea lui i s1 din condiţia de pantă maximă impusă printemă.
5.2.2 Determinarea lui i s1 din condiţia de viteză minimă stabilă. 5.2.3 Determinarea lui i s1 după criteriul lucrului mechanic de frecare la
cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc.
II. Partea a I I -a
1. Studiul tehnic al soluţiilor constructive posibile pentru ambreiaj şialegerea variantei ce se va proiecta. 1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelormecanice.
2. Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor de frecare aleambreiajului.
3. Calculul şi proiectar ea principalelor componente ale ambreiajului(arcuri de presiune, disc de presiune, disc condus, arbore, elemente de fixare şi ghidare). 3.1 Calculul arcului central de tip diafragmă 3.2 Calculul discului de presiune3.3 Calculul discului condus3.4 Calculul arborelui ambreiajului3.5 Calculul elementelor de fixare şi ghidare
4. Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului.
1. Analiza modelelor similare de autovehicule si stabilirea tipului deautovehicul ce urmeaza a fi proiectat
1.1 Alegerea modelelor similare
Pentru alegerea modelelor similare se iau in calcul mai multi parametri constructivi si functionali. Acestea trebuie sa fie cat maiapropiate de automobilul dat prin tema.
In primul rand, modelele au caroserie hatchback de 5 locuri.Motorizarea lor presupune un MAC si o tractiune fata 4x2. Un alt parametru, foarte important si selectiv, este viteza maxima in jur de 165km/h.
Pe langa aceste particularitati impuse prin tema am atasat modelelorsi date tehnice prezentate de catre producatori.
Pentru alegerea modelului de automobil de proiectat, caracteristicile principaleale modelelor se vor centraliza în tabele şi se vor alcătui histograme cu dateledin tabele.
Automobilul ce se va proiecta va avea dimensiunile de gabarit egale cu mediamodelelor alese pentru analiză.Pentru aceasta se va face media pentru fiecare dinaceste dimensiuni şi se determină astfel dimensiunile automobilului din tema de proiect.
Cu ceilalţi parametrii necesari proiectării se vor proceda la fel.
Respectand acesti parametrii se aleg 10 autoturisme cu tipul caroserie hatchbacksi numarul de locuri 5 dintr-o gama diversificata de constructori, cu diferitetipuri de motorizari.
Dupa analiza acestor scurte fise tehnice ale modelelor similare observamca toate modelele similare au aceeasi caroserie: hatchback, acelasi numarde locuri: 5, aceeasi formula a rotilor motoare: 4x2. Toate autoturismeleau o singura punte motoare si anume cea fata. Viteza maxima data printema este de 165 km/h. Observam ca viteza maxima a modelelor alesevariaza in jurul valorii date prin tema. Modelele care au viteza cea maimica sunt modelul M2, M7si M8 a caror viteza maxima este de162km/h, iar modelul cu viteza cea mai mare este modelul M6 cu vitezamaxima de 173km/h. Deducem de aici o valoare medie a vitezei maximea modelelor similare de 165.2km/h, foarte aproape de viteza maxima data prin tema. Totodata putem observa ca modelele alese sunt foarte apropiatefata de modelul ale carui date sunt evidentiate prin tema. Toate modelesunt MAC, vitezele maxime alterneaza restrans in jurul valorii de 165
km/h, au acelasi tip de caroserie, acelasi numar de locuri si aceeasiformula a rotilor.
Fig 1.1 Compararea vitezelor maxime a modelelor similare
Se observa din figura 1.1 ca viteza cea mai mare o are M6 de 173 km/hurmat de M4 cu viteza maxima de 170 km/h, celelalte modele avandviteze maxime mai mici. Cea mai mica o au M2, M7si M8 de 162 km/h.
1.2 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similar alese.
In continuare se va prezenta analiza particularitatilor constructive ale celor 10autoturisme alese : capacitate cilindrica, numarul cilindrilor si dispunerea lor,
amplasarea motorului,tipul transmisiei, sistemul de racire, franele fata si spate,suspensiile fata si spate, numarul de locuri si dimensiunea pneurilor.
Observam ca autoturismele nu variaza foarte mult incepand cucapacitatea cilindrica incepand de la 1199 de cm3 pana la 1461 cm3, tipultransmisiei fiecare avand cutie de viteze manuala in 5 trepte. Aproape toate audiscuri de frana ventilate, suspensia fiind in mare parte de tip McPherson pe fatasi punte semirigida pe spate.Dimensiunile pneurilor sunt variabile. Avand invedere amplasarea motorului acesta se gaseste la toate modelele similar alese in partea din fata, transversal. Racirea se face cu lichid la toate modelele alese datfiind faptul ca acest tip de racire este cel mai efficient.
Fig 1.3 Compararea ecartamentelor fata/spate a modelelorsimilare
Fig 1.4 Compararea garzii la sol a automobilelor similare
Se observa din tabelul 1.3 dar mai usor de apreciat in figura 1.2 ca principalele dimensiuni lungimea, latime, inaltimea si ampatamentulvariaza foarteputin de la un model la altul. Media de lungime este de
aproximativ 4335mm, cel mai lung model fiind M8 cu 4520mm, iar celmai scurt M9 cu 4275mm. Latimea maxima, 1823mm, apartine
modelului M3, aceasta neavand o valoare cu mult mai mare decat mediacelorlalte, situata in jurul valorii de 1795mm. Valoarea cea mai mica
apartine modelului M3 fiind 1765mm. Si in cazul inaltimii, diferentele devaloare sunt relativ mai mici fata de diferentele de valoare a lungimilor,
maximul 1526mm (M9) si minimul de 1423mm (M5).Ca elemente de organizare, datele oferite de producator sunt numai
referitoare la ampatament, ecartament fata si spate, consolele fata si spatenefiind specificate. Insa consolele fata si spate gasit pe site-uri de
specialitate cum ar f i[……………..] In cazul modelelor alese, acestea suntdistribuite relativ similar, proportional cu marimea ampatamentului si alungimii totale. Ampatamentul maxim apartine modelului M8, avand
valoarea de 2700mm, media fiind de aproximativ 2625mm, iar minimuleste inregistrat de M10 cu 2575mm. Observam insa ca 2 dintre modele auchiar acelasi ampatament si nu este doar o coincidenta ci chiar este folositacelasi sasiu. Aceasta similitudine apare in cazul modelelor Audi (M5) si
Seat(M6), deoarece cei de la Seat au folosit acelasi sasiu dar si acelasimotor, marca Seat avand majoritatea componentelor fabricate de vw-audi.
Media ecartamentului este de circa 1540mm. Se observa faptul ca, incazul modelelor M4 si M7, ecartamentul spate este mai mare decat cel din
fata, in cazul celorlalte modele ecartamentul fata este mai mare decatecartamentul spate, doar modelul M1 are ecartamentul fata egal cu
ecartamentul spate. Observam de asemenea ca modelul M3 si M4 auacelasi ecartament fata.
Legenda: L – ampatamentul autovehicululuiLa – lungimea totala a autovehiculului
l – latimea autovehicululuiH – inaltimea autovehiculului – garda la sol a autovehiculului
– ecartamentul fata al autovehiculului – ecartamentul spate al autovehiculului
– consola fata a autovehiculului – consola spate a autovehiculului
Pentru a putea compara cele 10 modele din perspectiva masei, se va calculavaloarea masei proprii raportata la ampatament.
Pentru a pune mai bine in evidenta valorile acestor parametrii: masa proprie,sarcina utila, masa totala si masa proprie liniara se vor centraliza in tabelul 1.4.
Ca si parametri dimensionali, parametri masici difera de la producator la producator, insa au valori asemanatoare.Astfel masa proprie cea mai mare o aremodelul M4 (Opel Astra) de 1518 kg. Cea mai mica masa proprie ii revinemodelului M6 (Seat Leon) avand un foarte mare avantaj din acest punct devedere. Sarcina utila difera in functie de model avand valori cuprinse intre 415kg si 610kg, la fel si masa maxima admisa. Observam insa ca masa proprieliniara cea mai mare o detine tot Opelul iar valorile cele mai mici le au modeleM6 si M7 (Seat Leon respectiv Renault Megane).
1.5. ANALIZA PARAMETRILOR ENERGETICI
Prin tema de proiectare, autoturismul trebuie sa fie echipat cu un M.A.C. Dinacest motiv, modelele similare au fost alese in consecinta. Pentru a puteaevidentia mai bine parametrii motoarelor, caracteristicile energetice se voranaliza ţinând seama de puterea maximă, cuplul maxim şi puterea specifica amodelelor similare care sunt date în tabelul 1.5
Puterea specifică este un parametru ce ne poate ajuta la definitivarea unor idei
despre caracteristicile dinamice ale automobilului si poate fi calculată cuformula:
(1.1)
Valoarea maxima se gaseste la doua autoturisme si anume modelele M1 siM2 (Alfa Romeo Giullietta si Volkswagen Golf 6 (0.069kw/kg) in timp
ce valoarea minima se gaseste la autoturismul Opel Astra (0.06kw/kg)Se observa faptul ca majoritatea motoarelor sunt de tip mac acestea fiindin continuare de preferat datorita consumului mai redus si al cuplului motoroferit.
In continuare se vor compara parametrii energetici ai automobilelorsimilare prin evidentiarea diferentelor de valori in figurile ce urmeaza :
Observam faptul ca in general, s-au folosit motoare de 2L. De asemenea variantaDOHC cu 16 supape a fost preferata in majoritatea cazurilor. Puterile maxime
ale acestor motoare au o medie de aproximativ 123 kW la 3750-4000 rot/min siun cuplu maxim in medie de circa 350 Nm la turatii intre 1750-3250 rot/min. Se
observa ca motoarele au un cuplu maxim la turatii mici, astea deoarecemotoarele sunt de tip MAC, iar la aceste tipuri de motoare cu aprindere prin
comprimare cuplul este mai mare decat la cele cu aprindere prin scanteie, dar siobtinerea cuplului maxim la turatii mai mici decat la MAS.
De remarcat este faptul ca la modelele M5, M6 si M10 puterea maxima si cuplulmaxim sunt aceleasi. Aceasta datorita faptului ca aceste 3 modele au acelasi tipde motor de la Volkswagen-Audi: 2.0 TDI. Totodata ele au si puterea motorului
cea mai mare iar puterea cea mai mica o are Opelul (117.8kW). La fel camodelele de mai sus si modelele M2(Fiat) si M8(Lancia) au parametriienergetici aceaiasi datorita faptului ca folosesc acelasi tip de motor. Parametriievidentiati in figurile 1.12 ; 1.13 si 1.14 sunt puterea specifica, consumul mediuin litri la 100 de km parcursi si emisiile de dioxid de carbon pe 1 km parcurs.Dina ceste figuri putem observa ca modelul M6 (Seat Leon) consuma cel maimult si emisiile de CO2 sunt cele mai mari, de aici rezultand ca emisiile suntdirect proportionale cu consumul. Acest model are un consum mediu de
6l/100km si emisii de CO2 de 159 g/km. Cel mai bun din punctul de vedere alacestor parametrii energetici este modelul 1 (Alfa Romeo Giullietta) cu cel maimic consum, cea mai mare putere specifica si cele mai mici emisii de CO2(0.069 kW/kg ; 4.7l/100km ; 124 g/km) Modelul cu cea mai mica puterespecifica este modelul 4 Opel Astra (0.06 kW/kg).
1.6. Stabilirea tipului de autovehicul ce se va proiecta
Pe baza analizelor făcute pe modelele de automobil similare se poatestabili tipul de autovehicul cu caracteristicile sale ce va urma să fie proiectat.Pentru acesta se alege un model preferenţial ale cărui caracteristici vor predomina în proiectarea automobilului impus prin temă.
Se va proiecta un autoturism cu o carosorie tip hatchback, cu cinci locuri
ce va fi echipat cu un motor tip MAC de aproximativ 2000 si o tractiune pe puntea fata. Viteza maxima va fi in jurul valorii de 215 Km/h iar panta maxima
va fi de 35%. Masa totala a autoturismului va fi de pana la 1750 Kg si va fiechipat cu pneuri radiale, similar cu Volskwagen Golf si Seat Leon.
Forma autoturismului ce se va proiecta trebuie sa tina cont de mai multe aspecte.
In primul rand de tema, ce impune o caroserie hatchback. In al doilea rand setine cont de modelele similare alese. In al treilea rand, dar nu in ultimul rand,trebuie sa se tina cont si de motorul ce va echipa autovehiculul, care va fi in
legatura directa cu performantele acestuia. De aceea, designul trebuie sa fie unulsportiv dar nu deosebit de agrsiv, deoarece tema impune o viteza maxima de
doar 215 km/h iar caroseria este hatchback.
Cap. 2. Studiul organizării generale şi a formei constructive pentruautoturismul impus prin temă
Forma autoturismului ce se va proiecta trebuie sa tina cont de mai multe aspecte.In primul rand de tema, ce impune o caroserie hatchback. In al doilea rand se
tine cont de modelele similare alese, implicit de dimensiunile alese in capitolulanterior pe baza histogramelor. In al treilea rand, dar nu in ultimul rand, trebuiesa se tina cont si de motorul ce va echipa autovehiculul, care va fi in legatura
directa cu performantele acestuia. De aceea, designul trebuie sa fie unul sportivdar nu deosebit de agrsiv, deoarece tema impune o viteza maxima de doar 215
km/h iar caroseria este hatchback.
2.1.Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si masiciai autoturismului precum si ai subansamblurilor acestuia
Determinarea parametrilor dimensionali si masici ai autovehiculului se va face prin metoda intervalului de incredere,[3]
Etapele metodei intervalului de incredere:
a) Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametrul x j:
, in care x j este valoarea cunoscuta a parametrului de la modelul j, iar Nms estenumarul de modele similare la care se cunoaste valoarea parametrului x.
b) Calculul abaterii medii patratice a valorilor parametrului respectiv:
(2.2)
c) Calculul coeficientului de variatie a valorilor parametrului respectiv:
(2.3)
d) Determinarea intervalului de incredere pe baza inegalitatii
S-a folosit metoda intervalului de incredere si s-au ales urmatoarele valori pentru automobilul ce se va proiecta:
Ampatamentul: 2630mm
Latimea: 1800mm
Inaltimea: 1480mm
Lungimea totala: 4340mm
Consola fata: 920mm
Consola spate: 770mm
Ecartament fata: 1540mm
Ecartament spate: 1530mm
Garda la sol: 113mm
Se alege o lungime totala a autovehiculului ce va fi proiectat aproape delimita superioara pentru a avea un spatiu util mult mai mare.Latimea totala va fi de1800 de mm pentru a avea o stabilitatea mai buna.Inaltimea totala este de 1480 mmoarecum aleasa la mijlocul intervalul pentru a putea avea o garda la sol cat de catmai mare si pentru o stabilitate buna.Consola fata este de 920 mm siconsola spate
770 mm pentru a putea avea loc pentru amplasarea motorului.Ecartamentul spate este de1530mm iar ecartamentul fata este de 1540mm mai mare deoarece estespecific sasiului caroseriei hatchback.Garda la sol este de 113 mm ideala pentruoras cat si pentru teren accidentat.
4) Dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului
Organizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si/sau scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilescsi se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.
2.2.2. MANECHINUL BIDIMENSIONAL SI POSTUL DECONDUCERE
Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plasticacrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin; consta din tors sisegmentele picioarelor asamblate cu articulatii prevazute cu scari pentrumasurarea unghiurilor.
Sunt folosite trei manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului ls pentru gamba si lt pentru coapsa deoarece s-au constatat cadimensiunile torsului variaza nesemnificativ. Cele trei manechine suntsimbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificatia acestui procentajeste urmatoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 inseamna ca dintr-un numarde adulti, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel multegale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin, pentrumanechinul cu procentaj 50, 50% din numarul de adulti au lungimile segmentelorls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acesteitipodimensiuni de manechin, pentru manechinul cu procentaj 10, 10% dinnumarul de adulti au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale culungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechin. Numarul deadulti s-a stabilit dupa criterii statistice.Dimensiunile segmentelor ls si lt sunt prezentate in tab 2.3 :
Pozitia manechinului pe scaunul soferului este definita de dimensiunile a si b (pozitia articulatiei H a soldului fata de partea verticala a panoului despartitorde compartimentul motorului, respectiv fata de podea), de unghiul α dintre axatorsului rezemat pe scaun si verticala, de unghiurile β, γ si δ care reprezintaunghiurile principalelor articulatii (sold, genunchi si respectiv glezna) alemanechinului bidimensional. Manechinul in aceasta pozitie este prezentat infigura urmatoare:
Fig.2.2 manechin bidimensional la postul de conducere
Recomandari pentru scaunul soferului si a pasagerului din fata: Partea incliunata a podelei nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm;
Inaltimea articulatiei H deasupra podelei nu trebuie sa fie mai micade 100mm;
Scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relativefata de parbriz si fata de comenzi atat in directie longitudinala cat siin directie verticala
Verificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si joscu manechinul 90, apoi se verifica pozitia medie cu manechinul 50si pozitia maxim fata si sus cu manechinul 10
Tab 2.4 Valorile medii recomandate ale unghiurilor
Pozitionarea punctului superior F al manechinului bidimensional fatade acoperis trebuie sa respecte dimensiunile din figura
Fig. 2.3 Pozitia manechinului fata de pozitia acoperisului
Distanta dintre punctul F si linia interioara a acoperisului nu trebuie sa fie
mai mica de 100-135 mm. Se adauga 15-25 mm grosimea totala a acoperisului si20-40 mm care tine cont de curbura transversala a acoperisului si de amplasarealaterala a scaunului. Punctul F se pozitioneaza pe o dreapta ce trece prin punctulH si este inclinata fata de verticala cu 8o, la o distanta de 765 mm carecorespunde manechinului 50 care sta pe scaunul plasat in pozitia mediana.
Observatie: Dispunerea pasagerilor pe bancheta din spate respecta
recomandarile de mai sus cu verificarea suplimentara ca, intre piciorul
pasagerului din spate si conturul partii din spate a scaunului sofer plasat in pozitia extrema spate si jos sa existe un spatiu minim.
2.2.3. Dimensiunile volumului util
Dimensiunile portbagajului sunt stabilite in functie de tipul, destinatia siconstructia automobilului.Dintre dimensiunile care caracterizeaza acestezone ale automobilului se mentioneaza:
Marimea volumului util exprimata in dm3 sau in m3
Dimensiunile volumului util: lungime x latime x inaltime exprimatain [mm]
Volumul si dimensiunile unor elemente constructive care optureazavolumul util ca de exemplu pasajele rotilor, locasul rotii de rezerva,etc
Nivelul suprafetei utile fata de sol exprimat in [mm];
Pasul scaunelor,a banchetelor, marimea suprafetelor libere,dimensiunile scarilor si a usilor de acces.
Spaţiul util al automobilul de proiectat va avea următoarele caracteristici: - volumul spaţiului de portbagaj de 450 l (dm3), cu următoarele dimensiuni: - lungime: 1300mm;- lăţime: 800mm;- înălţime: 430mm.
In cazul autoturismelor , cabina pentru pasageri este amplasata la mijloctotdeauna pentru ca acestia sa fie cat mai bine protejati contra accidentarii.„Caroseria de securitate” se obtine prin urmatoarele masuri:
rigidizarea constructiei fara reducerea vizibilitatii
folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan si peretii laterali
montarea unor manere pentru usi si macarale pentru geamuri fara proeminente
montarea unor „air -bag-uri” frontale sau laterale
tapisarea butucului volanului, a bordului si a parasolarelor
folosirea coloanei de directie telescopice si a unui volan usordeformabil in directie axiala
montarea parbrizului incat la deformarea caroseriei geamul sa sara in
afaraDimensiunile principale ale postului de conducere si limitele de
amplasare a organelor de comanda manuala la autoturisme si vehiculeutilitare se aleg conform STAS 6698/1-81, astfel incat acestea sa fie in permanenta in raza de actiune determinata de dimensiunile antropometriceale conducatorului.
In figura 2.4 sunt prezentate,dupa recomandarile STAS 12613-88,dimensiunile postului de conducere,iar in tabelul 2.5 sunt prezentatelimitele de modificare a acestor marimi.
7 Distanta verticala intre centrulvolanului si punctul calcaiului, Wz[mm]
530 ... 838 700
Punctul R (fig 2.4), defineste punctul de referinta al locului de asezare(al scaunului) si reprezinta centrul articulatiei corpului si coapsei unuimanechin bidimensional, conform STAS R 10666/3-76, sautridimensional, conform STAS R 10666/2-76 si regulamentul nr.35 ECE-ONU.Punctul R este un punct stabilit constructiv de catre producator siindicat pentru fiecare scaun determinat in raport cu sistemul de referintatridimensional.
In ceea ce priveste postul de conducere, pentru determinareacorectitudinii scaunului fata de comenzi, se aplica metoda recomandata deSTAS 12613-88 si norma ISO 3958-77, care stabileste o infasuratoare adistantelor maxime de actiune ale unei maini a conducatorului asezat pescaun, cu cealalta mana pe volan si piciorul drept pe pedala de acceleratie,avand montata o centura de siguranta cu trei puncte de sprijin.
Comenzile luminilor de drum, avertizorul luminos, semnalizariischimbarii directiei,luminilor de pozitie spate si laterale,avertizarii sonore,
stergatorului si spalatorului de parbriz trebuie sa fie amplasate in zona deactionare a mainii conducatorului autovehiculului.
2.3. Intocmirea schitei de organizare generala
Motorul va fi plasat transversal, la fel ca la majoritatea modelelor etalon, avandambreiajul in stanga motorului, iar schimbatorul de viteze in continuareaambreiajului.
Rezervorul se va pozitiona deasupra puntii din spate, sub bancheta pasagerilor din spate, departe de commpartimentul motorului, din motive desiguranta. Roata de rezerva se va pozitiona in consola spate, in continuarearezervorului, sub compartimentul portbagajului, creand astfel o incarcaresuplimentara pe puntea din spate.
2.4.Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului şi aparametrilor de stabilitate longitud inală şi transversală
2.4.1 Determinarea poziţiei centrului de greutate al autovehiculului atât lasarcină nulă câtşi la sarcină utilă maximă constructivă .
Determinarea centrului de greutate al automobilului se va face atât laîncărcare nulă câtşi la încărcare utilă maximă constructivă.
Coordonatele centrului de greutate al automobilului sunt date de relaţiile:
- Coordonata pe x: ∑∑ (2.12)
- Coordonata pe z: ∑∑
(2.13)
unde:
{ î ţă î Determinarea centrului de greutate al automobilului se face alegând un
sistem de axe xoz ,unde axa X este în lungul automobilului şi axa Z este perpendiculară pe planul carosabil.
Alegerea poziţiei originii sistemului de axe se poate face în două moduri:
Originea se află în centrul petei de contact. Particularitatea acestuia estecă la determinarea centrului de greutate vor fi şi cote negative. Originea se află la intersecţia dintre dreapta tangentă la extremitatea faţă aautomobilului şi planul căii de rulare. In acest caz nu vor fi cote negative.
În legătură cu poziţia centrului de masă pentru o persoană aşezată pescaun, în sensul de mers al automobilului, în cazul scaunelor reglabile, centrulde masă se află la distanţa de 100 mm faţă de punctul R. Înălţimea centrului demasă pe verticală , faţă de punctul R, are valoarea medie de 180 mm.
Pentru determinarea centrului de greutate al automobilului se va întocmiun tabel în care se va trece denumirea fiecărui subansamblu precum şi poziţiacentrului de masă al acestuia.
Poziţia originii sistemului de axe pentru automobilul de proiectat se vaalege in centrul petei de contact.
a) Determinarea centrului de greutate al automobilului la încărcarenulă.
Tabel 2.6 Masele componentelor principale si pozitiile centrelor de greutate aleacestora cand automobilul este gol
Nr.crt Denumire subansamblu m j
[kg]x j
[mm]z j
[mm]x jm j
[mm*kg]z jm j
[mm*kg]1 Motor – transmisie 230 -421 526 -96830 120980
2 Rezervor de combustibil plin 45 2258 608 101610 27360
3 Sistem de evacuare 25 184 335 4600 8375
4 Punte faţă 100 0 315 0 31500
5 Punte spate 70 2528 313 176960 21910
6 Sistem de direcţie 25 171 550 4275 13750
7 Instalaţia electrică şi bateria deacumulator
25 -52 805 -1300 20125
8 Roţi fata 37 0 315 0 11655
9 Roti spate 37 2528 313 93536 11581
10 Caroserie, uşi şi geamuri 715 1457 721 1041755 515515
11 Scaun conducător auto şi scaun pasager
30 1300 452 39000 13560
12 Banchetă spate şi spătar 25 2227 519 55675 12975
13 Roată rezervă şi echipamentauxiliar 15 2864 546 42960 8190
Ȋn figura 2.5 se prezintă centrul de greutate al automobilul la sarcină nulăCentrul de greutate la sarcină nulă este notat cuC G0 iar in figura 2.6 este prezentat centrul de greutate la sarcină maximă care este notat cuC G .
2.4.2 Determinarea parametrilor de stabilitate longitudinală şi transversală
În faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut în vedere factorii geometrici: raza longitudinală şi transversală detrecere,garda la sol,unghiul de atac şi de degajare. Definitivarea lor se face odatăcu schiţa de organizare generală şi a desenului de ansamblu.
Automobilul de proiectat va avea caracteristicile de stabilitate date întabelul 2.8.
Tab. 2.8 Caracteristici de stabilitate
Parametru Valoarerecomandata
Valoarealeasa
Garda la sol [mm] 90-120 113Unghiul de atac [ ] 10-20 15Unghiul de degajare [0] 15-20 18
Factorii mecanici ai capacităţii de trecere definesc interacţiunea dintreautomobil şi mediul înconjurător şi legătura cu deplasarea acestuia pe un anumitdrum.
Condiţiile cele mai dificile laînaintare, pentru automobile sunt la urcarea pantei maxime impusă prin tema de proiectare.
Ţinând cont că automobilul de proiectat are tracţiune integrala se vorutiliza următoarele expresii pentru unghiul limită de patinare şi răsturnare.
Tinand seama de modelele asemanatoare, dar in special de modelul alesca fiind preferential VW Golf 6 se adopta pentru autovehiculul de proiectat uncoeficient de rezistenta al aeruluicx=0.31
d) Determinarea randamentul ui transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului, puterea dezvoltata de motor trebuie safie transmisa la rotile motoare ale acestuia. Transmiterea miscarii de la motor pana la rotile motoare se face prin intermediul organelor transmisiei, careconsuma o parte din energia transmisa pentru a acoperi pierderile produse prinfrecari. Aceste pierderi se pot evidentia prin randamentul transmisiei εt.
Randamentul schimbatorului de viteze creste odata cu momentul transmissi scade la cresterea turatiei.
Vom considera conform recomandarileor din lucrarea bibliograficarandamentul transmisieiε t = 0,92.
3.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare infunctie de viteza automobilului
Pentru determinarea rezistentelor la inaintare, si a puterilorcorespunzatoare, va trebui mai exact sa se determine rezistenta la rulare (R rul),rezistenta la panta (R p), rezistenta aerului (R a) si rezistenta la demarare (R d).
Daca consideram ca automobilul se deplaseaza la viteza constanta,inseamna ca acceleratie este nula, ceea ce implica ca rezistenta la demarare,respectiv puterea necesara invingerii acestei rezistente sunt nule: R d=Pd=0.
Rezistenta la rulare – R rul= f(V)*Ga*cosα p [daN] (3.3)
iar Ga = 1844 daN
unde Ga este greutatea totala a autovehicului
p este unghiul pantei
Puterea necesara invingerii rezistentei la rulare :
(3.4)
Rezistenta la panta - Rp = Ga*sinα p = 0 daN(3.5)
=> Autovehiculul rulează in palier , α p = 0
=> Pentru deplasarea pe drumuri modernizate (8%) α p=4.57=> R p=1844*sin4.57= 146.92 daN, fiind aceeasi indiferent de viteza dedeplasare.
Se poate observa ca in jurul valorii de 60km/h, Prul are o pondere putin maimare decat Pa,in timp ce in jurul valorii de 110km/h, cele doua puteri necesareinvingerii rezistentelor sunt aproape egale,ca si in cazul rezistentelor.La vitezamaxima a automobilului,Pa devine mai predominanta decat Prul,din nou , ca siin cazul rezistentelor la inaintare.Prul predomina pana in jurul vitezei de110km/h.Peste aceasta valoare,Pa devine importanta.
In cazul deplasarii pe o panta de 8% pe langa rezistentele care apar la deplasarea
in palier mai apare si rezistenta la panta precum si puterea necesara invingeriiacesteia.
Valorile acestora sunt centralizate in tabelul 3.4
Tab. 3.4 Valorile rezistentelor si puterilor de invingere a acestora la deplasareain panta pe drum modernizat
Dependenta rezistentelor de viteza de deplasare pe un drum modernizat cu pantade 8% este redata in Fig. 3.3.
Fig. 3.3 Dependenta rezistentelor de viteza
Se poate observa ca in jurul vitezei de 50km/h Rp predomina avand o valoare deaproximativ 5 ori mai mare decat Rrul si de aproximativ 10 ori mai mare decatRa. In jurul vitezei de 110km/h, Rrul si Ra sunt aproape egale in timp ce Rpramane constanta.La viteza maxima a automobilului, Ra devine predominanta,depasind Rp,in timp ce Rrul are o crestere usoara de la viteza de la 120km/h.In Fig 3.4 este redata dependenta de viteza a puterilor necesare invingeriirezistentelor in cazul deplasarii pe acelasi drum.
Fig. 3.4 Dependenta de viteza a puterilor necesare invingerii rezistentelor
Din figura se poate observa ca in jurul vitezei de 50-70km/h, Prul si Pa au ovaloare apropiata, Prul fiind putin mai mare. Pp este predominanta. In jurulvitezei de 110km/h, Prul si Pa sunt aproape egale in timp ce Pp isi pastreazaavantajul. La 215km/h, Ppsi Pa au valorile aproximativ egale Pp fiind cu foarte putin mai mare 2-3 kW. Prul are valoarea cea mai mica.In figura 3.5 este redata dependenta de viteza a coeficientului de rezistenta larulare a pneului.
Fig 3.5 Dependenta de viteza a coeficientului de rezistenta la rulare
CAP. 4 PREDETERMINAREA CARACTERISTICII LA SARCINATOTALA A MOTORULUI.ALEGEREA MOTORULUI PENTRU
AUTOMOBILUL IMPUS PRIM TEMA
4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului dinconditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier.
Prin caracteristica exterioară, se inţelege funcţia de dependenţă amomentului motor si a puterii motorului faţă de turaţie, la admisiune totala,reglajele motorului si temperatura de funcţionare fiind cele optime. Se impune printemă o valoare a vitezei maxime la deplasarea autovehiculului în treapta deviteze cea mai rapidă (priza directa sau echivalentul ei), în palier. Pentru a aveao anumită acoperire din punct de vedere al puterii, se admite că atingerea lui
se obţine pe o pantă foarte mică =(0,05…0,3)%, rezultând în acest fel o putere maximă ceva mai mare decât în cazul deplasării în palier=0.
Pentru determinarea puterii la viteza maximă se utilizează bilanţul de puteri la roata :
(4.1)
unde: P r reprezinta puterea disponibila la roata; P rul reprezinta puterea necesara pentru invingerea rezistentei la rulare a
autovehiculului; P p reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la urcarea pantei; P a reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei aerului; P d reprezinta puterea necesara invingerii rezistentei la demarare a
=1844daN reprezinta greutatea autovehiculului; α p0=arctg(0,00175)=0,1⁰ calculate pentru p0 din intervalul 0,05…0.3%,
reprezinta o mica panta considerate la deplasarea autovehiculului;
Cunoscand toti termenii, din relatia (4.2) se poate determina P=P Vmax: P Vmax= (4.3)
unde P 1 reprezinta termenul drept al relatiei (4.2). In consecinta, vom avea:
P Vmax= =120.2kW
Insemnand puterea de 163.4 CP.unde:
ηt =0,92; k =0,06125·C x, iarC x=0.31 este cel predeterminat in subcapitolul anterior.
In continuare se va folosi aceasta putere pentru trasarea caracteristiciiexterioare folosind urmatoarea relatie:
]][)()()()()()[( 3,
2,,max kW
nn
nn
nn
P P p p p
(4.4)
unde n p reprezinta turatia la puterea maxima, α, β, γ sunt coeficienti deforma ai caracteristicii, valabili pentru domeniul turatiilor din vecinatatea lui nM,
si anume domeniul turatiilor joase, iar α’, β’, γ’ sunt coeficienti de forma aicaracteristicii, valabili pentru domeniul turatiilor din vecinatatea lui n p,si anumedomeniul turatiilor ridicate.
unde Ca si Ce reprezinta coeficientul de adaptibilitate al motorului si,respectiv, coeficientul de elasticitate al motorului. Cum se constata, coeficientiide forma depind de marimile relative Ca si Ce si nu de valorile in sine ale puterii maxime.
In general Ca si Ce au urmatoarele expresii:
p M M
aC ma x
(4.5) P
M nn
eC (4.6)unde: Mmax – momentul maxim dezvoltat de motor
M p – momentul la putere maxima
nM – turatia la momentul maxim
nP – turatia la putere maxima
Tinand seama de modelele similare, pentru automobilul de proiectat seconsidera urmatoarele valori pentru momentul maxim Mmax, turatia la momentulmaxim nM si turatia de putere maxima n p:
Mmax=350 Nm nM=2500 rot/min nP=4000 rot/min
Momentul motor la putere maxima este determinat pe baza urmatoarelorrelatii:
M p = = = = 287Nm
(4.7)
De aici rezulta pentru Ca si Ce urmatoarele valori:Ca = 1,219 Ce = 0,625
Pentru ca nu se cunosc variatiile P=P(n) pentru motoarele de referinta,alegereamotorului se face direct pe baza valorii puterii maxime(Pmax).Rezulta ca motorul ales va fi motorul de referinta 1 avand o puterePmax=125.3kw,superioara celui de al doilea model.
Prezentarea caracteristicii la sarcina totala a motorului se face in fig. 4.2
Fig 4.2 Caracteristica la sarcina totala a motorului ales
In contiuare se va reprezenta grafic diferenta dintre curbele de putere si momentin functie de turatie a modelului teoretic si a modelului referinta1 .
Fig 4.3 Suprapunerea curbelor de putere a modelului teoretic sic el ales
Pentru determinarea raportului de transmitere al primei trepte, vom folosii3 criterii distincte si bineinteles vom avea 3 valori diferite, dupa care vomselecta raportul de transmitere cel mai mare, care va indeplini inplicit toateconditiile.
Aceste 3 criterii sunt:
Invingerea pantei maxime impusa prin tema Deplasarea in palier, pe drum modernizat, cu o viteza
minima stabilita Solicitarea ambreajului la cuplare,la pornirea de pe loc
5.2.1 Determinarea lui din conditi a de panta maxima impusa printema
Pentru determinarea acestui raport, scriem bilantul de tractiune in cazul pantei maxime, aceasta trebuind fi urcata cu viteza constanta redusa.
Din bilantul de tractiune se obtine:
(5.15)in care rezistenta specifica maxima a drumului se calculeaza cu relatia:
( ) ( ) (5.16)
deci
atunci
5.2.2 Determin area lui i s1 din conditi a de viteza min ima stabil ita
Acest criteriu presupune determinarea unui raport suficient de mare al primei trepte a schimbatorului de viteze pentru a fi posibila deplasarea
1.1 Analiza particularităţilor constructive şi funcţionale ale ambreiajelormecanice
A. Ambreiajul mecanic monodisc cu arcuri periferice.
Este foarte răspândit acest tip de ambreiaj atât la camoiane cât şi laautoturisme, datorită greutăţii reduse cât şi simplităţii constructive.Reprezentatîn fig. 1.
Fig. 1 Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arcuri periferice. 1-volant; 2-disc ambreiaj; 3- placă de presiune; 4,5- ax; 6-pârghie dedebreiere; 7- manşon;
8-rulment de presiune; 9-arcuri periferice; 10- garnitură termoizolantă; 11-carcasă; 12-orificii practicate în volant.
Utilizarea acestui ambreiaj este recomandată în cazul în care momentultransmis nu depăşeşte 70-80 daNm. Caracteristic pentru acest ambreiaj este căfoloseşte două rânduri de arcuri de presiune, asfel se obţine o forţă de apăsaremai mare cu arcuri mai puţin rigide.
CAP. 2 Calculul de dimensionare şi verificare a garniturilor defrecare ale ambreiajului
Pentru transmiterea de catre ambreiaj a momentului motor maxim fara patinare, pe toata durata de functionare este necesar ca momentul de frecare alambreiajului Mc sa fie mai mare decat momentul maxim al motorului. In acestscop se introduce in calcul un coeficient de sigurantaβ, care ia in consideratieacest lucru. Ca urmare, momentul de calcul al ambreiajului este dat deurmatoarea relatie:
Mc= β * Mmax
(2.1)
unde β = (2.2)
La alegerea coeficientului de siguranataβ se tine seama de tipul si destinatiaautomobilului, precum si de particularitatile constructive ale ambreiajului.
Daca valoarea coeficientuluiβ este mai mare atunci ambreiajul prezintaurmatoarele avantaje si dezavantaje:
Avantaje:
- nu apare pericolul patinarii in cazul garniturilor de frecare;
- se micsoreaza lucrul mecanic de patinare, acest lucru ducand la marirea
- se mareste forta la pedala de actionare a mecanismului, iarmanevrarea lui devine mai dificila;
- cresc suprasarcinile in transmisia automobilului intrucat ambreiajulnu patineaza la aparitia unor solicitari mari.
Daca valoarea coeficientuluiβ este mica ambreiajul prezinta urmatoareleavantaje si dezavantaje:
Avantaje:
- se reduce timpul de patinare ceea ce contribuie la imbunatatirea
accelerarii automobiluluiDezavantaje:
- se mareste tendinta de patinare a ambreiajului;
- creste uzura garniturilor de frecare prin marirea duratei de patinare,respectiv a lucrului mecanic de frecare la patinare.
In timpul exploatarii automobilului, coeficientul de sigurantaβ se
micsoreaza datorita uzurii garniturilor de frecare. Aceasta datorita faptului ca prin uzura garniturilor, arcurile de presiune se destind si nu mai asigura forta deapasare initiala.
Pentru a evita patinarea ambreiajului, trebuie ca si dupa uzura garniturilorde frecare, coeficientul de siguranta sa indeplineasca conditia β ≥ 1.
Tinandu-se cont de aceste conditii, s-au adoptat urmatoarele valori alecoeficientuluiβ:
- β= 1,3- 1,75 pentru autoturisme cu capacitate normala de trecere;
- β= 2,0- 2,5 pentru autoturisme cu capacitate marita de trecere;
- β= 3,0- 4,0 pentru autoturisme de competitii sportive;
- β= 1,6- 2,0 pentru autocamioane si autobuze obisnuite;
- β= 2,0- 3,0 pentru autocamioane cu remorca sau autobuze urbane.
Valorile spre limita superioara se recomanda in cazul ambreiajelor cu arcurielicoidale periferice, iar valorile spre limita inferioara in cazul ambreiajelor cuarc central diafragma.
Alegβ = 1.5 => Mc= 1.5*350 = 525 Nm
Diametrul garniturii de frecare a ambreiajului este dat de formula :
(2.3)unde:- presiunea de contact p0= 0.25 Mpa;- coeficientul de frecare µ=0.3 ;- numărul suprafeţelor de frecare i=2 ;- raza exterioară a garniturii de frecare.- s-a ales c=0.75.
(2.4)Tab 2.1 Dimensiunile garniturilor de frecare conform STAS 7793-83
D e 150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350D i 100 110 125 130 150 155 165 175 185 195g 2,5…3,5 3,5 3,5; 4,0
Conform tabelului 2.1 se adoptă Re=143 mm şi Ri=82.5 mm .
Se calculeazăraza medie: (2.5)
Determinarea forţei de apăsare asupra discurilor ambreiajului se determină dincondiţia ca momentul de frecare al ambreiajului să fie egal cu momentul de
Momentul ambreiajului rezultat este apropiat ca valoare cu momentul decalcul ( M c=525 da Nm), astfel garniturile de frecare pot fi considerate corectdimesionate.
Dacă se consideră forţa F uniform distribuită pe suprafeţele de frecare, presiunea p va fi dată de relaţia:
(2.8)
Aria suprafeţei garniturilor de frecare este:
(2.9)
Lucrul mecanic de frecare este dat de relaţia:
(2.10)unde:
- n - turaţia motorului la pornire se consideră 500..600 rot/min; - k – coeficient de creştere al momentului în timpul cuplării se consideră
30..50 daNm/s;- ψ – coeficientul de rezisenţă a drumului se consideră 0.1;
Pentru ambreiajul de calculat se consideră: - n=600 rot/min;
Constructiv se adoptă următoarele dimensiuni: - diametrul exterior al arcului
- diametrul interior
- numărul de pârghii z=18; - - diametrul de aşezare
- grosimea arcului s=2 mm;
Rezultă:
- momentul radial - forţa de debreiere
Forţa F determină ȋn secţiunile arcului eforturi unitare axialeσ t . Deoarececelelalte eforturi ce apar ȋn arc sunt neglijabile ȋn raport cu efortulσ t , atuncicalculul de rezistenţă se face numai pentru acest efort unitar, folosind relaţia:
* + (3.3)unde:
- E – modulul de elasticitate al materialului;- µ - coeficientul lui Poisson;- f – deformaţia arcului ȋn dreptul diametrului d2;- s – grosimea discului;- k 1, k 2, k 3 – coeficienţi de formă ce au relaţiile;
Aceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului ȋn timpul cuplării.Pentru trasarea acestei caracteristici deformaţia arcului se va varia de la 0 pânăla 1.7h. Datele se vor centraliza ȋn tabelul 3.1, şi se va trasa caracteristicaelastică a arcului.
CAP. 4 Calculul şi proiectarea sistemului de acţionare al ambreiajului
Sistemul de acţionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobiledeoarece, faţă de sistemul de acţionare mecanic, prezintă o serie de mai multeavantaje, cum ar fi:
- limitează viteza de plasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajuluişi prin aceasta ȋncărcările transmisiei;
- randament ridicat;- posibilitatea dispunerii ȋn locul dorit fără complicaţii constructive.
Un tip desistem de acţionare hidraulic este prezentat ȋn figura 4.1
Fig. 4.1 Sistem de acţionare hidraulic al ambreiajului.
Cu acesta rezultă: .Cursa totală a pedaleiS p a ambreiajului este:
(4.9) Se adoptă , rezultă
Forţa la pedală nu trebuie să depăşească 15..25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic duce laobosirea excesivă a conducătorului auto.
Forţa la pedală este:
unde s-au considerat- raportul de transmitere mecanic ;- raportul de transmitere hidraulic ;- randamentul sistemului hidraulic .
Carcasa ambreiajului se monteaza pe volant si serveste drept structura derezistenta pentru asamblarea celorlalte componente ale partii
conducatoare a ambreiajului.
Carcasa ambreiajului este realizată din tabla de otel degrosime 2,5 – 4 cm. prin deformare la rece. Forma si dimensiunile sunt determinate decaracteristicile constructive si functionale ale ambreiajului. Trebuie avutaîn vedere si ventilarea ambreiajului pentru a intensifica evacuarea calduriidin piesele care se incalzesc in perioada patinarii acestuia.