Sa se efectuezearea generala, functionala privind dinamica tractiunii si consumul de combustibil pentru un autovehicul avand urmatoarele caracteristici

Tema de proiect:

Sa se efectueze proiectarea generala, functionala privind dinamica tractiunii si consumul de combustibil pentru un autovehicul avand urmatoarele caracteristici:

Tipul autovehiculului: AUTOTURISM

Caroseria: BREAK

Numar de persone(locuri):5

Viteza maxima in palier :210 km/h

Panta maxima: 36%;

Alte particularitati:

Autovehiculul este echipat cu M.A.C. si are formula rotilor 4x2.

Proiectul va contine 2 parti:

A.Memoriul tehnic justificativ

B.Materialul grafic

A. Memoriul tehnic justificativ va cuprinde:

1. Alegerea unui numar adecvat de modele similare, analiza particularitatilor constructive si a principalelor caracteristici dimensionale, masice si energetice.Stabilirea modelului de autovehicul ce se va proiecta conform cerintelor temei de proiect.

2. Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai autovehiculului de proiectat precum si a subansamblurilor acestora.

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

4. Intocmirea schitei de organizare generala a autovehiculului de proiectat.

5. Determinarea pozitiei centrului de masa al autovehiculului atat la sarcina utila nula cat si la sarcina utila maxima constructiva.Determinarea incarcarilor la punti si a parametrilor ce definasc capacitatea de trecere si stabilirea lungimilor autovehiculului in stransa legatura cu panta maxima impusa prin tema

6. Alegerea anvelopelor, a camerelor de aer si a jantelor.

7. Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversale maxime si randamentului transmisiei.

8. Determinarea rezistentei la inaintare si a puntilor corespunzatoare in functie de viteza autovehiculului, la deplasarea in palier se vor considera si situatiile cand aceasta se face cu vant (v_v=15 km/h), batand in acelasi sens si in sens contrar deplasarii.

9. Predeterminarea caracteristicilor exterioare a motorului din conditia de viteza maxima in palier.

10. Predeterminarea caracteristicilor de turatie la sarcina totala a motorului si din conditia de panta maxima in priza directa.Definitivarea caracteristicilor de turatie la sarcina totala, alegerea motorului si precizarea parametrilor principali ai motorului ales.Predeterminarea caracteristicilor exterioare de franare a motorului ales.

11. Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale.

B. Materialul grafic va cuprinde:

1. Desen schita al interiorului postului de conducere si al spatiului util, in 2 vederi

2. Schita de organizare generala a autovehiculului, vedere laterala

3. Desenul de ansamblu sumar al autovehiculului in 3 vederi (desen tehnic)

CAP.1 Analiza modelelor similare de autoturisme si alegerea autoturismului ce se va proiecta

Alegerea modelelor similare

Pentru alegerea modelelor similare am avut in vedere principalele carecteristici constructive impuse prin tema, mai exact am tinut cont atat de viteza maxima in palier pe care o poate atinge fiecare model.

Modelul 1 Volvo V50 are o viteza maxima in palier de 210 km/h si este echipat cu un motor M.A.C cu 4 cilindri in linie dispus transversal.

Modelul 2 Opel Astra Caravan acest model atinge o viteza maxima de 217 km/h fiind echipat cu un MAS cu 4 cilindri in linie dispus transversal.

Modelul 3 BMW Seria5 Touring atinge o viteza maxima in palier de 212 km/h si avand o motorizare, cu aprindere prin scanteie cu 6 cilindri in linie, dispusa longitudinal.

Modelul 4 Mercedes-Benz E-Class Estate acest model atinge o viteza maxima de 206 km/h si este prevazut cu un motor pe benzina cu 4 cilindri in linie dispus longitudinal.

Modelul 5 Audi A6 Avant este un model ce atinge o viteza maxima in palier de 209 km/h fiind echipat cu motor cu aprindere prin scanteie cu 6 cilindri in V dispus longitudinal.

Analiza particularitatilor constructive ale modelelor similare alese.

Vom analiza modelele similare din mai multe puncte de vedere constructive pentru a ne putea alege modelul ce va fi proiectat mai departe.

In primul rand vom analiza cele 5 modele similare din punct de vedere al caroseriei si observam ca toate cele 5 modele sunt echipate cu caroserii break.

Daca facem o analiza asupra modalitatii de amplasare a motorului vom observa ca 2 din modelele similare alese au motor dispus transversal si 3 dintre ele au motorul dispus longitudinal.Acest lucru ne arata ca majoritatea modelelor alese au motorul dispus longitudinal.

In continuare vom analiza capacitatea cilindrica a celor 5 modele similare: modelul 1 are o cilindree de 1998 cmc, modelul 2 are o capacitate cilindrica de 1998 cmc, modelul 3 are cilindreea de 2497 cmc, modelul 4 are cilindreea de 1796 cmc in timp ce modelul 5 are o capacitate cilindrica de 2393 cmc. Observam ca cele 5 modele au cilindree ce variaza intre 1796 cmc si 2497 cmc.

Facand o analiza asupra rapoartelor de transmitere a celor 5 modele similare observam ca toate cele 5 modele au transmisii manuale cu 6 trepte.

Mai departe vom analiza sistemul de alimentare al modelelor alese si vom observa ca 2 din cele 5 modele mai exact modele 3 si 5 dispund de un sistem de alimentare cu injectie electronica, modelul 1 este echipat cu un sistem de alimentare turbodiesel common-rail in timp ce modelul 2 are un sistem de alimentare cu injectie electronica + turbo iar modelul 4 are un sistem de alimentare cu injectie electronica + compresor. Este evident ca 4 din cele 5 modele similare sunt echipate cu sisteme alimentare cu injectie electronica in timp ce modelul 1 dispune de alt tip de sistem de alimentare.

Vom analiza si suspensiile modelelor similare, atat suspensiile fata cat si cele spate. In ceea ce priveste suspensiile fata se observa ca modelele 1,2 sunt echipate cu suspensii de tip McPherson in timp ce modelele 3,4,5 dispun de o suspensie fata independenta. In cazul suspensiilor spate observam ca modelele 1,3,4,5 dispun de suspensii independente in timp ce modelul 2 este echipat cu o suspensie semirigida. In acest fel observam ca pentru suspensiile fata predomina cea de tipul independenta(la 3 din cele 5 modele) iar in privinta suspensiilor spate se constata ca majoritatea constructorilor opteaza pentru suspensii independente.

In ceea ce priveste sistemul de franare se observa ca toti cei 5 constructori ai modelelor similare opteaza pentru acelasi timp de discuri astfel, se constata ca pentru sistemul de franare fata se folosesc discuri de frana ventilate iar pentru sistemul de franare spate se folosesc discuri de frana.

In continuare vom analiza capacitatea rezorvolului. In acest mod observam ca modelul 1 dispune de un rezervor de 55 de litri, modelul 2 este echipa cu un rezervor de 52 de litri, iar modelele 3,4 si 5 sunt echipate cu rezervoare de 70 de litri. Constatam ca au fost folosite rezervoare cu capaciate intre 52 de litri si 70 de litri.

Vom analiza de asemenea si pneurile folosite la cele 5 modele similare alese. Astfel observam ca modelul 1 are o latime a benzii de rulare de 205 mm, o inaltime a profilului de 55 si o janta de 16 inchi (205/55R16), modelul 2 este echipat cu pneuri 215/45R17, la modelul 3 se observa folosirea pneurilor 225/55R16, la modelul 4 225/55R16 in timp ce la modelul 5 se folosesc pneuri 255/55R16. Observam ca doar modelele 3 si 4 folosesc acelasi tip de pneuri in timp ce celelalte modele folosesc alte tipuri de pneuri.

Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori

Pentru a analiza principalii parametri exteriori ai modelelor similare alese in vederea proiectarii autovehiculului impus prin tema de proiect vom avea in vedere mai multi parametri care sunt reprezentativi pentru o astfel de analiza si vom analiza atat dimensiunile de gabarit (lungimea autovehiculului, latimea sa dar si inaltimea totala) cat si dimensiunile pentru organizarea generala a automobilului (ampatamentul, ecartamentul fata dar si cel spate si consolele fata/spate ale automobilului). Vom analiza toti acesti parametri pentru o buna alegere a acestora in persepectiva automobilului impus prin tema ce urmeaza a fi proiectat.

Tabel 1.1

L_a=lungimea totala; l_a=latimea totala; H_a=inaltimea totala; L= ampatamentul; E₁,E₂=ecartament fataspate; C₁,C₂= consola fata spate

In primul rand vom face o analiza asupra dimensiunilor de gabarit ale modelelor similare alese. Vom analiza cele 5 modele dupa lungimea, latimea si inaltimea autovehiculelor.

Analizand lungimea totala a modelelor similare observam ca acestea au valori cuprinse 4510 si 4933 de mm, extremele fiind modelul 1, pentru valorea inferioara, si modelul 5, pentru valoarea superioara. Celelalte modele au valori distribuite uniform in acest interval.

In ceea ce priveste latimea modelelor similare in vederea alegerii modelului de proiectat vom observa ca acestea au volori cuprinse in intervalul 1770-2012.Se observa ca volorile minima si maxima sunt observate la aceleasi modele respectiv modelul 1, pntru valoarea minima, si modelul 5, pentru cea maxima. De asemenea celelalte modele sunt cuprinse in interval, distribuite de asemenea uniform.

Facand o analiza asupra inaltimii celor 5 modele similare vom observa ca acestea au volori cuprinse intre 1450 de mm la modelul 1 si 1500 la modelul 2 si 4 celelalte volori fiind ditribuite in jurul valorii de mijloc a acestui interval.

In continuare vom face o analiza asupra dimensiunilor pentru organizarea autoturismului si vom analiza ampatamentul ecartamentul si consola pentru cele 5 modele similar alese.

Vom incepe prin a analiza ampatamentul modelelor similar alese, si vom observa ca acestea au valori intre 2640mm si 2890mm. Valorea minima este atinsa la modelul 1 iar valorea maxima la modelul 3. Celelalte modele au valori grupate catre centrul intervalulului.

In continuare vom analiza pentru modelele similare atat ecartamentul fata cat si ecartamentul spate. In acest fel observam ca in ceea ce priveste ecartamentul fata avem valori distribuite pe intervalul 1404mm -1596mm, valorea minima fiind la modelul 1 iar cea maxima se observa la modelul 5, nedistribuite uniform. In ceea ce priveste ecartamentul spate observam ca aici avem valori mai mici decat la cel fata avand valori cuprinse in intervalul 1386mm si 1576mm, valoarea minima fiind la modelul 1 iar cea maxima la modelul 5, observam ca valorile nu sunt distribuite uniform astfel incat modelul 2 se afla catre limita inferioara a intervalului iar celalte doua valori sunt egale si se afla in apropierea limitei superioare.

De asemenea vom face o analiza asupra dimensiunilor consolelor autovehiculelor similare alese in vederea autovehiculului ce urmeaza a fi proiectat. Pentru o buna stabilire a acestora vom analiza atat consola fata cat si cea spate a autovehiculului. In ceea ce priveste consola fata se observa o variatie neuniforma a valorilor pe intervalul 874mm-1001mm. Valoarea minima se observa la modelul 2 in timp ce valoarea maxima este atinsa la modelul 5. Celelalte modele sunt distribuite in jurul valorii de mijloc a intervalului exceptie facand modelul 4 care se afla foarte aproape de valoarea maxima a acestiu interval. In ceea ce priveste consola spate a celor 5 modele similare alese se observa acestea au valori semnificativ mai mari, in comparatie cu dimensiunile consolei fata, si astfel observam ca sunt cuprinse in intervalul 946mm-1089mm. La modelul 2 putem observa valoarea inferioara iar la modelul 5 valoarea superioara. In cele ce urmeaza vom face o analiza a dimensiunilor aferente gardei la sol pentru cele 5 modele simiare alese. In acest fel observam o variatie a valorilor pe intervalul 108-150mm. Se observa ca valoarea minima este atinsa la modelul 5 in timp ce valoarea maxima la modelul 4 celelalte valori fiind distribuite oarecum uniform pe acest interval.

Analiza parametrilor masici

Pentru analiza parametrilor masici vom avea in vedere mai multe aspecte printre care vom analiza masa proprie a fiecarui autovehicul, masa utila, masa proprie liniara (formula 1.1) dar si distributia masei pe puntile autovehiculului fata respectiv spate.

Tabel 1.2

m₀=masa proprie; m_u=masa utila; m_ol=masa proprie liniara; m₁,m₂=repartitia masei pe puntea fata respectiv spate

    1.1

Facand o analiza a parametrilor masici observam ca masele proprii ale modelelor similare sunt cuprinse in intervalul 1305 - 1565. Observam ca masa proprie a modelului 4 este semnificativ mai mica in raport masele celorlalte automobile. Mai observam de asemenea ca valoare maxima se intalneste la modelul 5 iar masele celorlalte modele se afla situate spre limita superioara a intervalului.

De asemenea daca facem o analiza a masei utile a celor 5 modele similare alese observam ca si aici apar diferente semnificative mai ales intre valorea minima, 468 la modelul 5, si valoarea maxima 600, la modelul 2. Celelalte valori sunt distribuite uniform pe acest interval.

In continuare vom analiza distributia pe punti a masei. Astfel observam ca la modelul 1 avem o distributie 52%-fata - 48%-spate, la modelul 2 avem o distributie a masei de 47% fata si 53% spate, la modelul 3 avem o repartie a masei mai mare pe puntea spate astfel incat avem 48% pe fata si 52% pe spate, la modelul 4 observam o distributie simetrica pe cele 2 punti: 50% fata 50% spate, iar la modelul 5 avem o distributie de 51% pe puntea fata si 49% pe puntea spate.

Analiza parametrilor energetici

Pentru o analiza cat mai completa a parametrilor energetici vom avea in vedere pentru analiza cativa parametri reprezentativi cum ar fi cilindreea unitara ( V_h[cmc]), numarul de cilindri, puterea maxima dezvoltata de motor (P_max[CP]), momentul maxim (M_max[Nm]), consumul autovehiculului in mediul urban dar si in cel extraurban cat si cel mediu, vom mai analiza de asemenea si puterea specifica (formula 1.2).

Tabel 1.3

V_h=cilindreea; i=numarul de cilindri; P_max=puterea maxima; M_max=momentul maxim; P_sp=puterea specifica; n_p=turatia de putere; n_m=turatia de cuplu.

1.2

In continuare vom face analiza parametrilor energetici ai celor 5 modele similar alese in vedearea stabilirii autovehiculului ce se va proiecta.

I primul rand vom face referire la cilindree. In acest fel observam ca modelele similare au cilindree cuprinse intre 1796 cmc - 2497 cmc. Valoarea minima o intalnim la modelul 4 in timp ce pentru valoarea maxima avem doua modele cu aceeasi capacitate cilindrica 1997 la modelul 3.

In continuare vom face o scurta analiza asupra numarului de cilindri si vom observa la 3 din cele 5 modele similare avem un numar de 4 cilindri in timp ce la modelul 3 si 5 observam un numar de 6 cilindri.

Facand o analiza a puterii maxime dezvoltata de fiecare model in parte observam ca atat modelul 3 cat si modelul 5 dezvolta o putere de 177 de CP, modelul 3 ii dezvolta la 5800 de rotatii pe minut in timp ce modelul 5 la 6000 de rotatii pe minut. La modelul 1 observam o putere maxima de 136 de CP dezvoltata la 4000 de rotatii pe minut. Modelul 2 dezvolta o putere de 170 de CP la o turatie a arborelui cotit de 5200 de rotatii pe minut in timp ce modelul 4 dezvolta 163 de CP la o turatie de 5500 rotatii pe minut. Se observa ca cele 5 modele similare alese dezvolta puteri cuprinse in intervalul 136-177 [CP], majoritatea aflandu-se in partea superioara a intervalului.

De asemenea vom face o analiza a momentului maxim si vom observa ca momentele celor 5 modele similare se situeaza in intervalul 230-320 [Nm].

Vom analiza si consumul de combustibil al celor 5 modele similar alese si pentru o mai buna apreciere a acestuia il vom imparti in consum urban, consum extraurban si consum mediu. Pentru consumul urban se observa o variatia a consumului in intervalul 7.6-14.5 [l/100 km], valoare minima fiind atinsa de modelul 1 iar cea maxima de modelul 5, restul modelelor fiind distribuite pe tot acest interval. In ceea ce priveste consumul extraurban se observa o variatie in intervalul 4.6-7.2 [l/100 km], valoare minima se observa la modelul 1 in timp valoare maxima se observa la modelul 5, celelalte au valori distribuite dea lungul intervalului. In privinta consumului mediu se observa ca cele 5 modele sunt distribuite pe un interval cuprins intre 5.7-9.9 [l/100 km], valoarea minima este obtinuta in mod evident de modelul 1 datorita consumului cel mai scazut atat in mediu urban cat si in exraurban, iar valoarea maxima este atinsa de modelul 5.

Puterea specifica este calculata dupa formula 1.2 iar rezultatele sunt trecute in tabelul 1.3

Stabilirea tipului autovehiculului ce se va proiecta

Pentru stabilirea tipului cat si dimensiunilor marii constructorii de autovehicule fac studiu pe cat mai multe modele existente similare cu cel impus, obtinundu-se astfel suficiente date pentru incadrarea noului autovehicul in cerintele pietei. In cazul prezentului proiect au fost alese un numar de 5 modele similare.

Pornim de valorile impuse prin tema si trebuie ca modelul ce va fi proiectat sa aiba o valoare aproximativa de 210 kmh astfel ca vom alege o valoare cuprinsa in intervalul 200 - 220 Kmh.

Autovehiculul ce urmeaza a fi proiectat mai trebuie sa fie echipat cu motor cu aprindere prin scanteie sau cu aprindere prin compresie, sa aiba caroseria break si o formula a rotilor 4x2.

Vom alege ca model de referinta modelul 1.

Cap. 2 Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali si masici ai autovehiculului de proiectat

Predeterminarea pricipalilor parametri dimensionali exteriori

Pentru predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori ai autovehiculului de proiectat, parametrii analizati la modelele similare (vezi tabelul 1,1) se va utiliza metoda intervalului de incredere t(P,k), unde:

t - este functie de P si k

P - gradul de probabilitate, pentru automobile P (0.95..0.98)

k - numarul gradelor de libertate (numarul de modele -1)

Etapele metodei intervalului de incredere:

a). Calculul mediei valorice , cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametru x_j:

Unde:

x_j - este valoare cunoscuta a parametrului de la modelul j;

N_ms - numarul 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:

    (2.4)

k=N_ms-1 (2.5)

    (2.6)

e). Alegerea valorii parametrului din interval , x є I_x.

Exemplu de calcul:

Vom calcula cu ajutorul motodei intervalul de incredere ampatamentul

Se alege P=0.95; k=4; si rezulta t(P,k)=2.776

Pentru intervalul de incredere P=0.95 si k=4 se determina "t" astfel incat t(P,k)=2.776;

Se calculeaza intervalul de incredere:

Analog se va calcula intervalul de incredere pentru celelalte valori si acestea vor fi trecute in tabelul 2.1

Tabel 2.1

=media valorilor; S_x=abaterea medie patratica; C_vx=coeficientul de variatie;

I_x= intervalul de incredere; x_ales=valoarea aleasa

Pentru a alege dimensiuni corecte pentru autovehiculul ce urmeaza a fi proiectat s-a folosit metoda intervalului de incredere. Din intervalul obtinut in tabelul .2.1 s-au ales valori dupa cum urmeaza:

In primul rand sa calculat un interval de incredere, pentru autovehiculul ce urmeaza a fi proiectat, pentru ampatamentul autovehiculului. Conform intervalului obtinut trebuie sa alegem o valoare intre 2615 mm si 2914 mm. A fost aleasa o valoare de 2640 mm pentru automobilul de proiectat deoarece este o valoare apropiata de modelul preferential, fiindca ampatamentul este, poate, cea mai importanta dimensiune intrucat in fuctie de valoarea sa se aleg ceilalti parametri dimensionali exteriori.

In continuare a fost calculat intervalul de incredere pentru lungimea totala a autovehiculului. Conform tabelului 2.1 aceasta trebuie sa aiba o valoare minima de 4428 mm si maxima de 4973 mm.Sa ales o valoare de 4609 mm pentru a fi apropiata de valoarea medie a intervalului si pentru a fi apropiata de asemenea de modelele preferentiale.

Mai departe a fost calculat intervalul pentru latinea totala a autovehiculului ce urmeaza a fi proiectat si in acest fel am obtinut un interval de de incredere si valoare aleasa trebuie sa fie cuprinsa intre 1741 mm si 1955 mm.Am ales o valore de 1770 mm pentru latimea autovehiculului deoarece este o valoare apropiata de valorile modelelor preferentiale.

De asemenea a fost calculat intervalul de incredere pentru o alta dimensiune foarte importanta a autovehiculului si anume inaltimea totala a acestuia. Prin aceeasi metoda a fost obtinut un interval [1444-1506]mm, si din acest acest interval am ales o valoare de 1418 mm pentru a fi o valoare cat mai apropiata de cea a modelelor preferentiale alese.

A mai fost calculat de asemenea intervalul de incredere pentru ecartamentul autovehiculului ce urmeaza a fi proiectat. Deoarece se afla in stransa legatura vom analiza impreuna ecartamentul fata si ecartamentul spate. Conform intervalului obtinut si trecut in tabelul 2.1 se obesrva ca ecartamentul fata trebuie sa aiba o valoare cuprinsa in intervalul [1360-1552]mm in timp ce ecartamentul spate trebuie sa aiba o valoare minima de 1341 mm si una maxima de 1533 mm. Se observa ca valorile celor doua ecartamente au intervale aproximativ apropiate dar in cazul ecartamentului spate se poate observa o valoare putin mai redusa in comparatie cu cel fata. In consecinta vom alege valori tinand cont de cele spuse mai sus, si astfel vom alege pentru ecartamentul fata o valoare de 1404 mm si pentru ecartamentul spate o valoare de 1386 mm.

Consolele autovehiculului au de asemenea dimensiuni ce au fost calculate cu ajutorul intervalului de incredere si trecute in tabelul 2.1. Conform acestui tabel observal ca valoarea consolei fata trebuie sa fie cuprinsa in intervalul [864-993]mm, in timp ce consola spate trebuie sa aiba o valoare minima de935 mm iar maximul ce poate fi atins conform intervalului este de 1078 mm. In cazul consolelor se observa ca dimensiunile celei spate sunt semnificativ mai mari in comparatie cu cea fata.Avand in vedere aceste specificari am ales pentru consola fata o valoare de 965 mm in timp ce consola spate va avea o valoare de 1024 mm.

In cele din urma a fost calculat intervalul de incredere pentru garda la sol in vederea autovehiculului ce urmeaza a fi proiectat pe baza valorilor celor 5 modele similare alese anterior. Conform intervalului obtinut observam ca trebuie sa alegem o valoare care sa fie cuprinsa in intervalu[117-153] mm, si am ales pentru aceasta o valoare de 135 mm pentru a fi apropiata de valoarea modelelor preferentiale dar si pentru a fi o valoare cat mai apropiata de media intervalului obtinut.

Predeterminarea principalilor parametri masici

Pentru predimensionarea principalilor parametri masici ai autovehiculului de proiectat vom folosit metoda intervalului de incredere:

Pentru inceput vom calcula valoarea medie a masei raportate si vom folosi datele din tabelul 1.2, astfel:

Kg/mm

Pentru intervalul de incredere P=0.95 si k=4 se determina "t" astfel incat t(P,k)=2.776;

Se calculeaza intervalul de incredere:

Se alege x=0.53 deoarece este mai apropiat de modelul preferential

Avand aceasta valoare dar si dimensiunea ampatamentului din tabelul 2.1 putem calcula masa proprie a autovehiculului:

(m_o)_calc=(m_ol)_ales*L=0.53*2640=1400 Kg

De semenea masa utila a autovehicului este:

m_u=75+(68+7)*N+325=700 Kg

Pentru capacitatea maxima a portbagajului am considerat ca fiecare pasager al automobilui va lua un bagaj de maxim 65 de kilograme.

Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici pentru principalele subansamble ce compun autovehiculul de proiectat.

Ponderile maselor subansamblurilor autoturismului se vor raporta la masa proprie.

Autoturismul dat prin tema de proiectare are masa proprie aleasa m₀=1450 kg si coform anexei 2.1 se incadreaza in clasa se incadreaza in categoria autoturisme

. =100% =1400Kg

Tabel 2.2

Cap.3 Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru autovehiculul impus prin tema

3.1 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util

Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:

- organizarea si dimensiunile postului de conducere

- amplasarea banchetelor pentru pasageri si dimensiunile acestora

- dimensiunile volumului util ( portbagaj)

- dimensiunile impuse de constructia si organizarea autovehiculului

3.1.1 Predefinirea formei si dimensiunile postului de conducere

La stabilirea formei si dimensiunilor pentru postul de conducere se tine seama de conditiile ergonomice pentru conducatorul autovehiculului Aceste conditii se referea la o anumita pozitie a conducatorului care sa nu conduca la solicitari foarte mari ale acestuia, accesul cu usurinta la organele de comanda,precum si asigurarea vizibilitatii.

Organizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si dimensiunilo acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.

Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plastic acrilic si reprezinta conturul fizic al uni adult de sex masculin.Acesta consta din tors si segmentele picioarelor asamblate cu articulatii prevazutecu scari pentru masurarea unghiurilor.

Sunt folosite 3 manechine diferentiate prin lungimile segmentelor piciorului l_s si pentru gamba l_t pentru coapsa, deoarece sa constatat ca dimensiunile torsului difera nesemnificativ.In tabelul 3.1 sunt prezentate dimensiunile tipodimensiunilor de manechine dimensionale.

Tabel 3.1

Pozitia manechinului pe scaunul soferului este delimitata de dimaniunile pozitiile a si b(pozitia articulatiei H a saldului fata de partea verticala a panoului despartitor de compartimentul motorului;respectiv fata de podea), de unghiul α dintre axa torsului rezemat pe scaun si varticala, de unhiurileβ, γ si δ care reprezinta unghiurile principalelor articulatii(sold, genuchi si respectiv glezna) ale manechinului bidimensional.

Pentru scaunul soferului si a pasagerului din fata se fac cateva recomandari:

partea inclinata a podelei nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm;

inaltimea articulatiei H deasupra podelei nu trebuie sa fie mai mic de 100 mm

scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relative fata de parbriz si fata de comenzi atat in directia longitudinala cat si in directia verticala;

vefificarea pozitiei scaunului se face in pozitia extrema spate si jos cu manechinul 90, apoi se verifica pozitia medie cu manechinul 50 si pozitia maxim fata si sus cu manechinul 10;

valorile medii recomandate pentru unghiurile α ,β, γ si δ sunt reprezentate in tabelul 3.2.

Tabel 3.2

Figura 3.3

3.1.2Predeterminarea formei si dimensiunilor al habitaclului pentru pasagerii de pe bancheta spate si compartiment bagaje.

La stabilirea formei si dimensiunilor pentru habitaclul autovehiculului se are in evidenta conditiile ergonomice pentru persoanele aflate in interiorul autoveniculului. Aceste conditii ergonomice se relera la o anumita pozitie a personei care sa nu conduca la solicitari foarte mari ale acesteia precum si un grad de confort ridicat.

Spatiul rezervat postului de conducere cat si cel al pasagerului din fata au fost analizate la punctul anterior.

Dispunerea pasagerilor pe bancheta din spate, in numar de 3, se face respentand anumite prevederi si trebuie ca intre piciorul pasagerului din spate si conturul partii din spate a scaunului soferului plasat in pozitia extrema spate si jos sa existe un spatiu minim.

In cea ce priveste dimensiunile volumului util, in cazul automobilelor este vorba de dimensiunile portbagajului.Dintre marimele care caracterizeaza aceasta zona trebuite avute in vedere marimea volumului util exprimata in dm³ sau m³, dimensiunile volumui util: lungimea, latimea si inaltimea exprimate in [mm]; volumul si dimensiunile unor elemente constructive care optureaza volumul util ca de exemplu pasajele rotilor, locasul rotii de rezerva; nivelul suprafetei utile fata de sol exprimat in [mm]

3.2 Intocmirea schitei de organizare generala al autovehiculului de proiectat

Pentru a intocmi schita de organizare generala a autovehiculului de proiectat se observa ca se adopta o solutie constructina "totul fata", exceptie facand modelul 1 care are o transmisie spate.In continuare vom adopta solutia predominanta la cele 5 modele similare si nume "totul fata".Aceasta solutie prezinta mai multe avantaje printre care mentionam: buna utilizare a volumului total al caroseriei, stabilitate buna in viraje, lipsa transmisiei longitudinale duce la coborarea centrului de greutate, simplitatea legaturilor dintre motor si organele de comanda, radiatorul este plasat in zona de presiune dimanica maxima, scade efectul ciocnirilor frontale asupra pasagerilor deoarece energia este absorbita in mare parte.Ca dezevantaje ale acestei asezari mantionam: upzarea mai rapida a pneurilor fata, la urcarea pantelor mari rotile din fata se descarca dinamic, aceasta solutie constructiva este mai scumpa.

Tabel 3.3

3.3 Determinarea pozitiei centrului de masa al autovehiculului si varificarea stabilitatii sale longitudinale

Pentru a determina centrul de greutate al autovehiculului vom completa pe shita de organizare generala pozitia centrului de greutate pentru fiecare componenta ce are o masa semnificativa acestea fiind trecute in tabelul 2.2.

De asemenea masa, dimensiunile si coordonatele centrului de greutate al fiecaruie din aceste componente va fi trecut in tabelul 3.4.

Pentru asta vom alege un sistem de axe triortogonal XOZ, unde OX - axa orizontala iar OZ- axa varticala

Tabel 3.4

Pentru autovehiculul complet incarcat se mai adauga urmatoarele componente:

Coordonatele centrului de greutate pentru autoturismul gol:

(3.1)

(3.2)

;

; (3.3)

b₀=L-a₀

Rezulta:

x_g0 = 1331 mm;

y_g0 = 522 mm;

Se mai specifica de asemenea si:

- a - distanta de la puntea fata la centrul de greutate;

- b - distanta de la puntea spate la centrul de greutate;

- h_g - inaltimea centrului de greutate.

a₀ = 1331 mm;

b₀ = 1308 mm;

h₀ = 522 mm;

Cu aceste masuratori efectuate, se calculeaza incarcarile pe punti pentru autoturism gol:

m = 1400 kg ;

-puntea fata (3.4)

-puntea spate (3.5)

Coordonatele centrului de greutate pentru autovehiculul complet incarcat sunt prezentate in continuare:

(3.6)

(3.7)

;

; (3.8)

b=L-a

; ; L=2640mm;

Cu aceste masuratori efectuate, se calculeaza incarcarile pe punti pentru autoturism compolet incarcat:

Puntea fata:    (3.9)

Puntea spate : (3.10)

In continuare se verifica stabilitatea longitudinala a autoturismului, ata stabilitatea longitudinala cat si cea la patinare sau alunecare.

Unghiul pantei maxime este: 36%;

(3.11)

;

Se considera cazul autoturismului, din tema de proiectare, care se deplaseaza pe un drum plan pe directia dreptei de cea mai mare panta care face unghiul cu orizontala locului. La urcarea pe panta, reactiunea normala la puntea din fata se micsoreaza. In acest moment rotile puntii din fata incep sa piarda contactul cu calea producandu-se astfel rasturnarea longitudinala, care are loc in jurul unei axe transversale. In aceste conditii, unghiul limita de reasturnare va fi dat de relatia:

(3.12)

Conditia pentru a nu se produce rasturanarea este , (3.13)

-conditia este indeplinita;

-conditia este indeplinita.

In cazul de fata, in care rotile din fata sunt motoare, pentru un regim de miscare dat, exista un unghi limita de alunecare la care incepe sa se produca alunecarea:

(3.14)

unde pentru drum uscat

Conditia pentru a nu se produce rasturanarea este , unde (3.15)

Pentru drum uscat ()

; (3.16)

- conditia se verifica;

; (3.17)

- conditia se verifica;

3.4 Alegerea anvelopelor si stabilirea caracteristicilor acestora

Incarcarea statica pe pneu corespunzatoare sarcinii utile maxime calculate va fi:

Z_pj=G_j/N_pnj, j=1,N_p (318)

La puntea fata: Z_p1=650/2=325daN

La puntea spate Z_p2=764/2=382daN

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

Q_pnec=(max Z_pj)/k_q (3.19)

unde k_q=0.9 pentru autoturisme.

Rezulta: Q_pnec=424daN

S-au ales pentru autocamion pneurile Continental 195/65 R 15 deoarece au caoacitatea portanta Q_p=530daN > 424daN=Q_pnec.

Principalele caracteristici ale tipului de penu ales sunt:

simbolizare anvelopa: 195/65 R 15;

latimea sectiunii pneului: B_u=195mm;

diametrul exterior: D_e=655 mm;

raza libera: r₀=310.75mm;

raza de rulare: r_r=λ·r₀=289mm, unde λ=0.930 este un coeficient de deformare pentru presiunea aerului din pneu mai mic de 6 bari;

raza statica: r_s=r_r/1.04=300.5mm;

capacitatea portanta a pneului, Q_p=430daN;

presiunea aerului din pneu corespunzatoare capacitatii portante, p_a=3bari;

viteza maxima de exploatare a pneului V_maxp=280km/h>210km/h.

Cap.4 Calculul de tractiuni al autovehiculului de proiectat

.1. Determinarea parametrilor necesari calcului de tractiune

a)      Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare a pneului, f

Daca se considera vitezele pana la cele maxime ale autovehiculelor, in functie si de caracteristicile pneului, se poate folosi pentru coeficientul de rezistenta la rulare exprimarea parabolica de forma:

f=f₀+f₀₁·V+f₀₂·V² (4.1)

Valorile coeficientilor f₀, f₀₁ si f₀₂ se aleg din tabel pentru anvelope cu sectiune joasa (ρ_na=0.8) si constructie radiala. Astfel:

f₀=1.6110·10^-2;

f₀₁=-1.0002·10^-5h/km;

f₀₂=2.9152·10^-7h/km.

Se reprezinta grafic variatia coeficientului de rezistenta la rulare, f in functie de viteza autocamionului. Valorile lui f sunt centralizate in tabelul 4.1 iar reprezentarea grafica a variatiei se gaseste in figura 4.1.

Tabel 4.1

Figura 4.1

b)      Determinarea ariei sectiunii transversale maxime a automobilului, A

Aria sectiunii transversale maxime (aria proiectiei frontale a autovehiculului) se obtine prin doua metode:

planimetrarea conturului delimitat din vederea din fata a desenului de ansamblu;

calculul cu relatia: A=c_f·(H_a-h_b)·l_a+N_pn·h_b·B_u [m²] (4.2)

unde :

h_b - inaltimea marginii inferioare a barei de protectie fata de cale;

l_a - latimea autocamionului;

N_pn - numarul de penuri (2 - roti simple, 4 - roti jumelate);

c_f=89, coeficient de forma pentru autoturisme conform [2];

B- latimea sectiunii anvelopei .

Prin calcul A=2.43m;

Prin planimetrare m.

Vom lua in considere aria cea mai mare, ceea ce va duce la alegerea unui motor suficient de puternic pentru a invinge rezistentele la inaintare.

c)      Determinarea randamentului transmisiei, η_t

Pentru proiectare, in aceasta faza, se va opera cu un randament constant mediu al transmisiei, η_t=0.92 pentru autoturisme

4.2. Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare, in functie de viteza automobilului

Rezistentele la inaintare care apar in cazul vitezei constante sunt urmatoarele:

Rezistenta la rulare:

R_rul=f(V) ·G_a·cosα_p [daN] (4.3)

Rezistenta la panta:

R_p=G_a·sinα_p [daN] (4.4)

Rezistenta aerului:

R_a=k·A·V_x²/13 [daN] (4.5)

unde:

k=0.06125·c_x este coeficientul aerodinamic (4.6)

V_x - viteza relativa a aerului fata de autoutilitara, V_x=V+V_v (4.7)

Puterile corespunzatoare rezistentelor se calculeaza cu relatia:

P=R·V/360 [kW] (4.8)

In continuare se prezinta calculele rezistentelor la inaintare si puterilor corespunzatoare pentru trei cazuri:

a)      Deplasare in palier (α_p=0) in cazurile deplasarii fara vant

Valorile obtinute pentru rezistentele la inaintare si puterile corespunzatoare au fost centralizate in tabelul 4.2. iar variatiile lor in functie de viteza automobilului sunt reprezentate in figura 4.3. respectiv figura 4.4. Pe grafice Ra0 este rezistenta aerului cand viteza vantului este 0km/h,. Prin R0 se intelege suma rezistentelor cand deplasarea se face fara vant. Pentru puteri notatiile sunt similare.

Valorile rezistentelor si puterilor la deplasarea in palier fara vant

Tabel 4.2

Variatia rezistentelor la inaintare la deplasarea in palier fara vant

Figura 4.3

Variatia puterilor corespunzatoare rezistentelor la inaintare la deplasarea in palier fara vant

Figura 4.3

b)      Deplasare pe panta maxima a drumului modernizat (8%, α_p=4.6º), fara vant

Valorile rezistentelor precum si a puterilor corespunzatoare au fost centralizate in tabelul 4.4. iar reprezentarile grafice ale variatiilor se regasesc in figurile 4.7. respectiv 4.8.

Variatia rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare in cazul deplasarii pe panta drumului modernizat, fara vant

Tabel 4.3

Variatia rezistentelor la inaintare in cazul deplasarii pe panta drumului modernizat

Figura 4.7

Variatia puterilor la inaintare corespunzatoare in cazul deplasarii pe panta drumului modernizat

Figura 4.8

Observatii si concluzii:

a)      Deplasarea pe drum cu panta nula cu si fara vant.

La deplasarea pe un drum cu panta nula cu viteza maxima de 210km/h, rezistentele care apar au urmatoarele ponderi din suma rezistentelor:

rezistenta la rulare: 18.44%

rezistenta aerului: 68.25%

La deplasarea cu 50km/h, limita de viteza din localitati ponderile se modifica astfel:

rezistenta la rulare: 78.96%

rezistenta aerului: 21.03%

Se observa ca la viteza de 210km/h participatia rezistentei la rulare in suma rezistentelor este mai mica decat la 50km/h. Pentru rezistenta aerului se observa ca are o pondere mai insemnata la viteza mai mare.

b)      Deplasarea pe un drum cu panta maxima a drumului modernizat

La depalsarea pe un drum cu panta maxima de 8%, cu viteza de 210 km,h ponderile rezistentelor la inaintare sunt urmatoarele:

rezistenta la rulare: 11.89%;

rezistenta la panta: 35.4%;

rezistenta aerului: 52.73%.

La deplasarea cu 50 km/h:

rezistenta la rulare: 16.09%;

rezistenta la panta: 79.6%;

rezistenta aerului: 4.3%.

In cazul deplasarii cu viteza maxima de 210 km/h se observa ca ponderea cea mai mare o are rezistenta aerului in timp ce rezistenta la rulare a participatia minima.La deplasarea la limita maxima admisa in localitati, 50 km/h, se observa ca participatia maxima este reprentata de rezistenta la panta in timp ce rezistenta aerului are o pondere foarte redusa.

Cap. 5. Predeterminarea caracteristicii exterioare a motorului si alegerea motorului ce va echipa automobilul

5.1. Predeterminarea caracteristicii exterioare a motorului din conditia de viteza maxima in palier

Se porneste de la bilantul de puteri la roata motoare, corespunzator situatiei V=V_max, din care rezulta puterea necesara motorului:

(5.1)

in care pentru panta drumului se considera o valoare redusa, p₀=1%.

Se calculeaza puterea corespunzatoare rezistentei la panta pentru viteza de 210km/h cu ajutorul relatiilor 4.4 si 4.8. Rezulta P_p0=8.16 kW.

Se calculeaza P_rul corespunzator pantei de 1% cu relatiie 4.3 si 4.8. Se obtine P_rul=22.4 kW.

Celelale marimi se cunosc, ele fiind calculate la capitolul 4, subcapitolul 4.2

P_Vmax= 139.74 kW.

Se aplica metoda intervalului de incredere, metoda enuntata si exemplificata la capitolul 2, punctul 2.1. pentru stabilirea coeficientilor de adaptabilitate si elasticitate ai motorului, c_a si respectiv c_e. S-a considerat P=0.95, k=4 si t=2.776.

In tabelul 5.1. s-au centralizat valorile acestor coeficienti pentru motoarele modelelor similare si valorile alese pentru motorul autovehiculului de proiectat:

Coeficientii c_a si c_e se definesc astfel:

c_a=M_max/M_p (5.2)

c_e=n_M/n_P (5.3)

M_p este momentul corespunzator puterii maxime si se calculeaza cu expresia:

M_p[daNm]=955.5·P_max[kW]/n_P[rot/min] (5.4)

Valorile coeficientilor de adaptabilitate si elasticitate

Tabelul 5.1.

Valorile pentru coeficienti s-au ales la jumatatea intervalelor de incredere din ratiunea de a avea un motor adaptabil dar si elastic. S-a tinut cont de asemenea si de tendinta de la motoarele modelelor similare.

Se determina valorile coeficientilor de forma cu relatiile:

(5.5)

Rezulta: α=-0.02; β=3.57; γ=2.55; α`=1.22; β`=0.55; γ`=0.77

Se adopta valoarea raportului ζ=0.9 pentru MAC .

Se calculeaza expresia:

f_p(ζ)=α·ζ+β·ζ²-γ·ζ³ (5.6)

Se obtine f_p(ζ)=1.01;

Rezulta puterea maxima necesara motorului:

P_max=P_Vmax/f_p(ζ) (5.7)

Se obtine P_max=137.68 kW.

Se adopta turatia de putere maxima, n_P=4200rot/min. La adoptarea acestei valori s-a tinut cont valorile turatiei de putere de la motoarele modelelor similare.

Turatia minima, n_min=0.2n_P=840rot/min. (5.8)

Turatia maxima, n_max=1.20 n_P=5040rot/min pentru MAC. (5.9)

Asadar s-a stabilit intervalul de variatie pentru turatie, nЄ[840,5040] rot/min.

Se calculeaza turatia medie a intervalului pentru a cunoaste pana la ce turatie se for folosi coeficientii α, β, si γ. Coeficientii α`, β`, si γ` se vor folosi dupa turatia medie pana la cea maxima.

n_med=(n_min+n_max)/2=(840+5040)/2=2940rot/min. (5.10)

Caracteristica exterioara se modeleaza cu relatiile:

(5.11)

In tabelul 5.2. sunt centralizate valorile puterilor si momentelor corespunzatoare turatiilor din intervalul stabilit iar in figura 5.1. este reprezentata grafic caracteristica exterioara a motorului.

Variatia puterii si momentului in functie de turatia motorului

Tabelul 5.2

Caracteristica exterioara a motorului

Figura 5.1

Predeterminarea caracteristicii de turatie la sarcina totala a motorului si din conditia de panta maxima in priza directa sau echivalentul acesteia

Se traseaza graficul functiei ψ_{d max}= ψ_{d max}(ζ) in care:

(5.14)

iar ζЄ

Tabelul 5.3

Figura 5.2

Se rezolva egalitatea ψ_{d max}= ψ_{d max impus} prin doua metode:

grafic: rezulta ζ≈0.71;

analitic: se rezolva ecuatia de gradul IV in ζ: A· ζ ⁴+B· ζ ³+C· ζ ²+D· ζ+E=0 (5.15)

unde:

(5.16)

unde s-au folosit notatiile:

(5.17)

Prin calcul s-a obtinut radacina ecuatiei [5.15], ζ_rad=0.7123.

Definitivarea caracteristicii de turatie la sarcina totala, alegerea motorului si precizarea parametrilor principali ai motorului ales

Se alege un motor existent cu care va fi echipat autovehiculul astfel incat puterea sa maxima sa fie mai mare dar cat mai apropiata de puterea maxima necesara calculata pentru motorul autovehiculului de proiectat.

Se alege motorul cu aprindere prin compresie 2.0, 16V, 4 cilindri in linie, care este folosit pe autovehiculul BMW Seria 5 caracterizatde urmatorii parametri principali necesari la constructia caracteristicii exterioare:

capacitate cilindrica: V_h= 1.998 cm;

putere maxima: 160 kW;

turatie de putere: 4500 rot/min;

moment maxim: 250 Nm;

turatie de moment: 3100 rot/min.

Pentru a trasa caracteristica exterioara si de franare a motorului ales se folosesc relatiile 5.5 si 5.11; in plus, se calculeaza momentul de franare cu relatia:

M_f=V_h·(α₁·n-β₁)[daNm] (5.20)

in care, conform:

α₁=8 10^-4;

β₁=0.15.

Tabelul 5.4. contine datele necesare trasarii caracaterisicii exterioare si de franare a motorului ales iar in figura 5.3. au fost reprezentate grafic caracteristicile.

Tabel 5.4

Caracteristica exterioara si de franare a motorului ales

Figura 5.3

CAP.6 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale, i₀

Se determina raportul transmisiei principale, i₀ din conditia de atingere a vitezei maxime in treapta de priza directa sau echivalentul acesteia cu relatia:

(6.1)

in care:

r_r=289mm, este raza de rulare si a fost stabilita la capitolul 3, subcapitolul 3.4;

ζ=0.9;

n_P=4500rot/min, este turatia de putere si a fost stabilita la capitolul 5, subcapitolul 5.3;

i_SN=1.03, raportul de transmitere al treptei de priza directa la schimbatorul cu 2 arbori;

V_max=210 km/h, impusa prin tema.

Se obtine i_{0 pr}=2.04;