Automobil 4x4

8/3/2019 Automobil 4x4

1/46

Cap 1.

Studiul soluiilor similarre i al tendinelor de dezvoltare

Din tabelul soluiilor similare vom enumera cteva din automobilele similare cuautomobilul cerut prin tem . nsoite de pirncipali parametri constructivi ai fiecrui automobil

prezentat.

Chevrolet Blazer S-10Dispune de un spaiu i terior mare i de o motorizare puternic .Sub capot este montat

aa numitul motor Vontoc n ase cilindrii derivat din clasicul motor de odinioar .ChevroletulV8 , avnd un unghi de 900 ntre cilindrii . Acest motor are o funcie nou acceptabil fiind echipatcu un arbore de achilibru , el fiind cel mai mare motor n ase cilindrii produs de SUA .Blazer estecu dou , nou patru ui , traciunea integral fiind cuplat electronic .


2/46

Toyota H1 LUx xTRAAre o aerodinamic mai puin favorabil , foarte rezonabil la joas i medie vitez i

poate urca la 120 km/h depind n aceste condiii 18 l inuta de drum este compatibil cu cea amodelului LS 70 , ampatamentul fiind mai scurt neavnd o inut foarte bun . Ruleaz pe oricetip de drum cu o mare uurin .Caroseria este retuat avnd un motor de 90 CP fiind echipat cucauciucuri late .


3/46

Nisan PatrolA lansat o versiune de mare clas echipat cu un motor pe benzin i pneuri superlate.

Regimul cuplului final las de ales versiunea automat. Micrile aotomobilului sunt binecontrolate i amortizate , zgomotul aprnd doar la viteze mari .


4/46

Jeep CherocheCu dou milioane de exemplare produse n 13 ani de existen , Cheroche se poate

considera un clasic n via .Muchiile rotunjite ale caroseriei , forma oglinzilor , precum i altecteva detalii exterioare au fcut ca , coeficientul aerodinamic s scad de al 0,55 la 0,51 .

Specialiti au lucrat mult i pentru buna izzolare fonic i antivibraii . Cu toate acestea ninterior motorul nu se mai aude la regimuri nalte .

Modul de etajare al CV automate care schimb destul de sus nu permite rularea cz vitezede 80-90 km/h la turaii sub 3000 rot/min , ceea ce face ca zgomotul interior s fie destul de mare.

Motorul face parte dintr-o veche familie de 6 cilindri n linie . n timp cilindreea ,alimentarea i apropierea au suferit modificri succesive puterea ajungnd la 180 CP i cuplul de300 Nm.


5/46

Opel FronteraNoul Frontera se bazeaz pe modelul Amigo . Dup apte ani de producie a modelului

actual va fi alnsat o nou generaie de automobile de teren Opel Frontera .Noul Frontera are un ampatament cu 13 cm mai lung dect modelele mai vechi .Partea inferioar a ofertei aste alctuit din dou motorizri de 2,2 litri , una fiind pe

benzin de 136 CP . Doritorii de performane superioare vor putea opta pentru un motor de V6 de3,2 l ., 205 CP.


6/46

Land RoverNoul Land Rover a pstrat puin din mecanica precedesorului su denumit provizoriu

Tempent .Viitoarea generaie va avea ecartemntele mai lungi i consolele mai mari , n special ceadin spate . Caroseria va fi ceva mai cobort fr a afecta garda a sol .

ntre Frznlander i fraii si Defender , Discovery sunt doar puine asemnri , nsdiferena cea mare este lipsa reductorului cu dou trepte . Traciunea se face permennt pe toateroile . Freelander dispune de o caroserie autoportnnt din oel galvanizat complet diferit desoluia clasic , de la Land Rover carea avera caroseria din aluminiu suspendat pe cadrul de oel .

Un real progres l reprezint transmisia cu patru roi independente , fa de punile rigidede pn acum . Amplitudinea mare a arcurilor permite mainii s aib n permanen toate roile ncontact cu solul , chiar pe terenurile cele mai accidentate .


7/46

Mitsubishi PajeroPeste 1,5 milioane de maini Pajero au fost produse n 14 ani n dou generaii de

caroserie . Atreia generaie nu aduce prea multe nouti dect o uoar facilitate la partea frontali un motor de 3,5 l neproiectat . Noua caroserie a primit un plus de personalitate prin modificareaaripilor avnd civa centrimetri n plus att la lungime ct i la lime datorit adaptrii unorspoilere mai impresionante . Principala caracteristic a acestui tip Pajero este transmisia

permanent pe toate roile cu diferenialul central autoblocabil.


8/46

Parametrii constructivi:- soluia de organizare general- dimensiunile geometrice exterioare i ale amanajrii interioare- masa autovehicolului i capacitateaa de ncrcare

Din tabelul soluilor similare se constat c majoritatea motoarelor sunt cu aprindere prinscnteie cu puteri cuprinse ntre 10 kw i 128 kw . De regul aceste motoare au 4 sau 6 cilindri ,

puterea pe cilindru fiind ntre 8-21 kwn concluzie la motoarele cu aprindere prin scnteie indiferent de numrul i dispunerea

cilindrilor puterea pe cilindru variaz ntre 8-21 kw Din punctul de vedere al soluiei deorganizare, toate automobilele adopt un motor amplasat n fa, majoritatea avndu-l dispuslongitudinal, construcia adaptndu-se cel mai bine la cerinele de apaiu i compactitate, avnd nvedere c acestea confer condiii optime de confort. O alt preocupare constant este aceia acreierii unor familii de motoare cu puteri i capaciti diferite, care sunt folosite n funcie de

necesitDin punctul de vedere al dimensiunilor acestea se cifreaz ca medie n jurul valorilor de:2,5 [m] pentru ampatament, 4,2 [m] pentru lungimea total, 1,39 [m] pentru nlime i 1,68[m]

pentru lime.Motoarele utilizate n construcia autovehioculelor Land Rover sunt supraalimentate.

Folosirea supraalimentrii prin diferite procedee este tot mai des ntlnit , procedeul asigurndcreterea puterii i a momentului maxim, cu scderea turaiilor i a consumului de combustibil.

Majoritatea motoarelor Diesel au patru cilindri n linie avnd puterea pe un cilindru de10-50 kw . n construcia autovehiculelor Toyota , Land Rover se utilizaez motor cu 6 cilindri nlinie , putera pe un cilindru fiind de 12,6 kw

Majoritatea motoarelor utilizate n construcia acestor tipuri de automobile sun rcite ciu

ap . Impactul electronicii n acest domeniu s-a simit la unele motoare n prezent utilizndu-seinstalaii de aprinderi electronicee i instalaii automate pentru formarea amestecului carburant aer . n concluzie folosindu-se aceste instalaii automate puterea se reduce cu 28 % la MAS i 18% la MAC

TransmisiaTransmisia automobilelor este obiectul unor continue cercetri, urmrindu-se o mai bun

corelare ntre momentul motor activ i cel rezistent, sporirea confortului, i a siguranei nconducere.

n general se constat c o cutie de viteze cel mai adesea cu patru trepte pentru mersul

nainte este cuplat la un distribuitor mecanic n care fluxul de putere se repartizez celor doupuni pentru a se evita circulaia parazitar de putere , ntre puni . Cutia de vitez s-a echipat cuun diferenial interaxial , soluie aplicat pentru prima dat la Range Rover

Se constat c o folosire deosebit o au transmisiile automate, n ultima vreme asistate demicroprocesoare. O alt preocupare tot mai rspndit este aceia a folosirii traciunii integrale,

pn nu de mult apanajul autoturismelor, nsoite de difereniale interaxiale blocabile sau avnd caefect mbuntirea capacitii de trecere i a stabilitii.

AmbreiajulEste n general monodisc uscat , dar sunt i autoturisme care au hidroambrreiaj sau tip

hidraulic .(Land Rover)


9/46

La autorurismele 44 pentru evitarea circulaiei parayitare de putere sun necesare treidefereniale . Este preferabil ca ele s poat fi blocate sau s se autoblocheye pentru a de

posibilitatea autovehiculelor s se deplaseye n teren cu aderen sczutUn m,are numr de 44 echipate cu trei difereniale au doar diferenSuspensia la autoturismele 44, a fcut obiectul unor studii aprofundate privind

condiionarea reciproc dintre pneu, suspensie i calea de rulare. Echiparea lor cu suspensiidiferite pe toate roile prin folosirea amortizoarelor hidraulice, precum i folosirea suspensiei

pneumatice a contribuit la mrirea confortului, a siguranei n exploatare.Sistemul de frnare cunoate preocupri intense de mbuntire prin generalizarea

folosirii sistemului cu dublu circuit, a sistemelor servoasistate etc. O mare rspndire a cptat ndotarea autofurgonetelor a sistemelor de antiblocare a roilor n cazul unei frnri puternice.

n cadrul sistemului de direcie se ncearc generalizarea direciei servoasistate, sporireaconfortului n conducere prin obinerea unor reglaje ale volanului, funcie de dimensiunile fiecruiconductor auto.

Cele mai utiliyate pneuri ce se folosesc in sistemul de propulsie sunt cele super balonpentru reeducerea pierderilor de histereyis folosindu-se pneuri radiale .

Cele mai utiliazte tipuri de pneuri sunt :205 R-16 (Land Rover , Nissan , Toyota etc.)255/75 R 16 (Opel Frontera , Mitsubishi Pajero etc.)Fiecare categorie de autovehicul este caracteritzat prin informaii legate de organizarea

general , ale modului de dispunere a motorului , a punilor motoare i de asemenea prinprincipalele dimensiuni geometrice .

Din tabelul soluilor similare , observm c Opel Frontera are lungimea aproape identiccu Barbus Mur la fel i nlimea

Lungimile mainilor din tabel sunt cuprinse ntre 4,124,75 m , cea mai mare aparinndmainii Dangel 504 .Ampatamentul lui Opel este egal cu cel al lui Chevroolet S-10B

Maina cu cea mai mare greutate este Opel Frontera 2750 kg i lungime de 4,52 m .

Avnd n vedere c aceste soluii simiolare au o lungime cuprins ntre 4 i 5 m este depreferin ca motorul s fie dispus longitudinal traciunea fiin integral sau cu traciune pe spate

a) Parametrii energetici i de adaptareDiversele soluii constructive i organizarea de asamblere a autovehiculelor se obin n

funcie de modul de dispuinere al motorului , poziionarea punii motoare . Compunerea idispunerea agregatelor ce constituie echipamentul de traciune reprezint problema fundamentalde concepie constructiv . La tot terenuri se urmrete mai mult folosirea motoarelor pe motorin

pentru un consum ct mai mic .Motorul Diesel Range Rover are o putere de 121 CP /4200 rot/ min .Puteri apropiate de

cea a lui Range sun cele de la Land Rover de 107 CP , Opel 115 CP

Turaiile motoarelor nu depesc 6400 [rot/min], la puterea maxim turaia este de 5500[rot-min], iar la moment maxim de 400 [rot/min].

Transmisia cuprinde ambreiaj, cutie de viteze, arbore cardanic i punte motoare n caresunt cuprinse transmisia principal, diferenialul i arborii planetari, modul de organizare fiinddifereniat, funcie de automobil.

Constructorii au adoptat la toate soluiile: suspensii cu arc elicoidal cu amortizoare att pentru puntea fa, ct i pentru puntea spate, ceea ce confer condiii optime de confort isiguran.

b) Performanele autovehiculelorPrincipalul obiectiv viznd performanele l constituie viteza maxim, toate automobilele

prezentate au viteza maxim de 225 [km/h].Timpul de demarare variaz ntre limitele ( 12-20) [s], funcie de puterea i tipul motorului

folosit .


10/46

n ceea ce privete frnarea, distana de oprire de la 100 [km/h] variaz ntre limitele ( 40-50) [m], spaiile de frnare sunt influenate de tipul i calitatea pneurilor folosite, precum i desoluia adoptat pentru aceste sisteme.

c) Consumul de combustibilO important problem pentru constructori o constituie ameliorarea consumului de

combustibil. Media consumurilor se cifreaz n jurul valorii de 8 [l/100km] n cazul rulrii cuvitez constant.

Tipul combustibilului influeneaz economicitatea autovehiculului. Astfel, automobilelecare au ca surs de energie benzina sunt dezavantajaz din acest punct de vedere fa deautomobilele cu motor Diesel.

1.2. Tendine de dezvoltare

Pentru alegerea sau determinarea parametrilor iniiali care intervin n calcul, este necesarca pe lng studiul soluiilor similare constructive existente s se fac i o cercetare a tendinelor

de dezvoltare specifice categoriei de autovehicule dezvoltate.Direciile de dezvoltare au n vedere s sublinieze orientarea general n ceea ce privetemodul de dezvoltare a familiei de autovehicule urmrite, modul de dispunere a motorului,organizarea i tipul transmisie, construcia sistemelor i instalaiilor auxiliare , amenajareainterioar, etc.

O prim preocupare n domeniul construciei de automobile din zilele noastre, este aceeaca acestea s aib un confort i estetic ct mai plcut. Marii constructori urmresc de asemeneai reducerea consumului de combustibil sub forma unui proiect cu denumirea Three Literscurs . Acesta presupune utilizarea unui automobil care s consume maxim 3 l/100km, ncondiiile n care sunt incluse i normele de poluare la nivelul criteriilor ULEV.

O alt tendin actual n dezvoltarea automobilului o constituie reducerea polurii.

Astfel promovarea unui nou tip de automobil de ctre un anumit constructor impuneobligativitatea acestuia ca 3 % din producia sa s se ncadreze n categoria ZEV.Un alt criteriu urmrit l constituie construcia unui motor ct mai puternic, care s

dezvolte o vitez corespunztoare, dar care s fie ct mai compact. Astfel motorul n 4 timpi arputea fi transformat n motor n 2 timpi. Se obin mbuntiri n ceea ce privete randamentul,consumul i gabaritul motorului.

Eforturile de sporire a performanelor motoarelor s-au ndreptat n mod special spre:- reducerea consumului de combustibil- mrirea puterii litrice- reducerea costurilor de fabricaie- reducerea masei i mrirea compactitii

- reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuareSe urmrete n special tendina de extindere a M.A.C urilor datorit consumului

specific de combustibil mai redus n comparaie cu M.A.S.n privina aprinderii, se folosesc echipamente electronice att la M.A.S., ct i la

M.A.C., pompele de alimentare i cele de injecie sunt deseori electronizate.Ameliorarea formelor camerei de ardere i a geometriei tubulaturii de admisie i de

evacuare studiate n laborator i pe calculator a permis obineera unor randamente ridicate.Suspensia a fcut obiectul unor studii analitice privind condiionarea reciproc dintre

suspensie i sol. Tendina actual este folosirea suspensiilor independente hidropneumatice pepuntea fa i o singur foaie arc de egal rezisten pe puntea spate.

Amortizoarele sunt hidraulice sau pneumatice. Arcurile elicoidale sunt dublu conice.Pentru creterea stabilitii de rulare n linie dreapt roile din spate au un unghi de cdere negativ.


11/46

Sistemul de frnare este hidraulic cu dublu circuit i limitator de frnare. Pentruasigurarea unei rciri corespunztoare discurile fa sunt formate din doua discuri de friciuneunite ntre ele prin nervuraii, ce realizeaz o rcire suplimentar. Din ce n ce mai mult seextinde amplasarea frnei disc i pe spate lund locul tamburilor ce nu mai fac fa sarcinilor marila viteze mari. Pentru mrirea siguranei n expluatare se folosesc indicatoarele electronice deuzur a garniturilor de frn ( frne reglabile i ABS) ce nu permit blocarea roilor la frnare.

Transmisia a fost i este obiectul unei continue cercetri, urmrindu-se prin soluiileconstructive propuse o ct mai bun corelare ntre momentul motor activ i cel rezistent, sporireasiguranei i a confortului de conducere.

n tranzmisie se folosesc cu preponderen ambreiaje mecanice, iar schimbtorul deviteze cu 4-5 trepte (cutii de vizeze mecanice).

n general toate soluiile similare au tranzmisia organizat dup soluia clasic. norganizarea tranzmisiei exist urmtoarele tendine de dezvoltare:

- generalizarea soluiei clasice- dispunerea motorului longitudinal pentru soluia clasic- utilizarea tranzmisiei principale simple

Pentru protecia anticoroziv, la prile interioare a le caroseriei, portierelor i plafonului seutilizeaz materiale plastice. Pentru o rezisten lateral mrit se utilizeaz ramforri pentrusigurana pasagerilor de pe locurile laterale i fronale.Pneurile au fost studiate de ctre constructori din punct de vedere al diminurii energieiabsorbite n timpul rulajului i amortizrii ocurilor, al siguranei i duratei n expluatare. nvederea mririi aderenei s-a generalizat folosirea amvelopelor radiale. La ora actual se maiconstruiesc amvelope fr camer de aer, fabricate de firme strine ce au n interior o soluiespecial denumit polygel, care vulcanizeaz automat perforaiile din acestea.

Echipamentele de bord au fost perfecionate continuu. Astfel, aparatura de bord a fostgrupat vizibil concentrat n faa conductorului auto. Se folosesc cu una sau dou spie.Pentru o mai bun siguran i confortabilitate, echipamente auto sunt acionate printr-o

comand simpl.n vederea reducerii costurilor, utiliznd aceiai platform tehnic pentru ct mai multemodele posibile, chiar i la mainile de clase diferite. Astfel noua berlin Marea a fostconceput pe baza modelelor compacte Bravo/Brava, iar diversitatea versiunilor care suntoferite este copleitoare. irul tendinelor moderne de dezvoltare continu cu sporireasiguranei n conducere implicit la sigurana circulaiei. Astfel, la multe din modelele folositen zilele noastre, se folosesc air-baguri pentru ofer dotate standard.

Gama dotrilor opionale continu cu al doilea air bag, aer condiionat sau o instalaieautomat de climatizare, geamuri acionate electric, tapierie din piele, dispozitive antipornire.


12/46

Cap 2Organizarea general i alegerea parametrilor principali

2.1 Modul de dispunere al echipamentului de traciune

innd cont de soluiile similare, extrase din literatura de specialitate i avnd n vederetendinele de dezvoltare, se adopt soluia de organizare general a autovehiculului, soluia deorganizare a transmisiei i a sistemelor i amenajarea interioar.

Astfel pentru autovehiculul dat, innd cont de domeniul de utilizare al acestuia, att nmediul urban ct i n cel interurban, organizrea transmisiei autovehiculului, constituie problemafundamental de concepie constructiv. Pe baza acestei organizri se stabilete caracterul nmicare i n acelai timp limiteaz posibilitatea de dezvoltare i de amplasare a celorlalte

componente ale autovehiculului.Din formula 44 a automobilului ce urmenz a fi proiectat reiese c acesta va fi solicitatn teren viran , impunndu-se a el s aib caliti de progresie ridicat

n continuare se vor analiza pe rnd principalele organe care acontribuie prin dimensiunilelor la organizarea general a autoturismelor

Organizarea saiuluiCadrul este destinat fixrii majoritii agregatelor instalaiilor i ansamblurilor

automobilului .Saiul trbuie s ndeplineasc urmtoarele cerine- rigiditate- rezisten la ocuri

- cadrul este format din dou lonjeroane curbate deasu8pra punillor motoare legate ntre eleprin pyatru traverse i bare de protercie fa .

Dispunerea motoruluiAcesta are o mare influen asupra astbilirtii i repariiei masei pe puni .Se constat

tendina manifestat pe plan mondial ca motorul s fie dispus n fa .n conformitate cu destinaiaautomobilului , se adopt ca soluie de baz dispunerea motorului n fa .

Avantaje :- stabilitate mare n viraj ;- direcia dse modific odat cu roile directoare ;- coborrea caroseriei ;

- repartiia masei totale a aototurismului se va face 44 % pe punte din fa i 56 % pe puntespate ;

Organizarea transmisieiPentru autoturismul proiectat se adopt o transmisie clasic : ambreiaj , cutie de vitez,

reductor distribuitor cu dou trepte , reductor central i diferenial .Ambreiajul este de tip monodisc uscat cu mecanism de debraiere cu prghi i un

mecanism de comand mecanicCutia de vitez montat pe carterul ambreiajului este o cutie de vetez notmal cu arbori

paraleli 4+1 , trepte de vitez manual .Reductorul distribuitor este cu dou trepte permind dublare numrului de trepte al cutiei

de vitez


13/46

Orgenizarea suspensieiSuspensia are rolul de a realiza legtura elastic ntre cadru i punile motoare pentru a

proteja pasagerii i organele componente ale autoturismului de ocurile s i oscilaiile duntoare ,cauzate de neregulariile drumurilor .

Organizarea sistemului de direcieDirecia este un sistem de o importan deeosebit pentru sigurana circulaiei i

securitatea pasagerilor . Sistemul de ditrecie are rolul de apermite schimbarea direciei dedepalsare orientnd corespunztor roile din fa numite roi directoare .

Direci acuprinde organe de comand , volanul i mecanismele de direcie, levierul decomand , trapezul direciei cu bara de conexiune , dou bara de comand a direciei i levierelede comand ale fuzetelor .

2.2 Dimensiuni geometrice principale

Funcie de tipul i destinaia autovehiculului definite prin tema de proiectare , inndseama de autovehiculele similare considerate n studiul soluiilor similare i avnd n vederetendina de dezvoltare se adopt un autoturism care urmtoarele caracteristici :

- lungimea automobilului 4102mm, care reprezint distana dintre 2plane perpendicularepe planul longitudinal de simetrie al automobilului i tangente la acesta n puncteleextreme din fa i din spate .toate elementele din fa i din spate sunt incluse n aceste2 plane .

- limea vehiculului 1775 mm , reprezint distana ntre 2 plane paralele cu planullongitudinal de simetrie al vehiculului , tangente la acesta de o parte i de alta . Toateorganele laterale ale vehiculului fixate rigid cu excepia oglinzilor retrovizoare , sunt

cuprinse n aceste plane- nlimea vehiculului 1880 mm , reprezint distana dintre planul de sprijin i un planorizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregtit de plecare n curs , frncrctur util cu pneurile umflate la presiunea corespunztoare masei totale admise

- ampatamentul 2350 mm reprezint distana ntre perpendicularele coborte pe planullongitudinal de simetrie al vehiculului .

- ecartamentul 1445/1445 mm reprezint distana dintre centrele petelor de contact alepneurilor cu solul .

- consol fa /spate 600 / 830

2 .3 Amenajare interioar

Cabina caroseriei s-a conceput n ideea de a oferii un interior spaios i confortabil pentrucinci persoane

Autoturismul are n compunere patru ui care se deschid la un unghi de 900 fa de axalongitudinal a autoturismuluii i o u n spatele mainii .

Studiul ergonomic al postului de conducereConform STAS 12613-88 se adopt dimensiunile postului de conducere:

a) Ughiul de nclinare spre napoi = 9-33[]. Adopt = 23[]

b) Distana vertical de la punctul R la punctul clciului, Hz.Hz = 130-520 [mm]. Adopt Hz = 250 [mm]c) Cursa orizontal a punctului RC = 200[mm]d) Diametrul volanului


14/46

D = 330-600 [mm]. Adopt D = 340 [mm]e) Unghiul de nclinare al volanului = 10-70 []. Adopt = 45[]f) Distana orizontal ntre centrul i punctul clciuluiWx = 660-1520 [mm]. Adopt Wx = 750[mm]

g) Distana vertical ntre centrul volanului i punctul clciuluiWz = 530/838[mm]. Adopt Wz = 650[mm].

2.4Masa autovehiculului ,Repartizarea pe puni , Determinarea coordonatelor de mas

Masa automobilului ( ma ), face parte din parametri generali ai acestuia i reprezint sumatuturor mecanismelor i agregatelor din construcia acestuia, precum i greutatea ncrcturii.Suma greutii mecanismelor i agregatelor automobilului reprezint masa proprie i se noteaz cum0 , iar greutatea ncrcturii prescrise reprezint masa util i se noteaz cu mu .

Masa util reprezint o caracteristic constructiv esenial a autovehiculului, prin ea

caracterizndu-se posibilitatea de utilizare a acestuia. Aceasta este determinat de capacitatea dencrcare, a autovehiculului prevzut prin tema de proiectare, n concordan cu capacitatea dencrcare a tipurilor similare. Capacitatea de ncrcare se precizeaz de regul prin numrul delocuri la autovehiculele de persoane i prin sarcina util transportat la autovehiculele de bunuri.

Masa proprie este determinat de suma greutilor tuturor sistemelor componente cndautovehicolul se afl n stare de utilizare. Pentru determinarea masei proprii, se are n vederetendinele actuale cu privire la folosirea materialelor, cu mase proprii reduse, precum mase

plastice, materiale compozite, oeluri de nalt rezisten, creindu-se posibiliti de reducere amasei proprii.

Se adopt greutatea total , innd cont de tema de proiectare mO =23500 daN.Dup determinarea masei utile i a masei proprii, se va trece la efectuarea calculului pentru

obinerea masei totale cu ajutorul relaiei urmtoare:

Roile de automobil snt alctuite dintr-o jant metalic, pe care se monteaz o anvelop decauciuc n interiorul cruia se afl o camer cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. Rigiditateaanvelopei este dat de raportul dintre creterea forei care acioneaz asupra pneului i deformaiadeterminat de aceast cretere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcia ei, de

presiunea interioar a aerului din pneu i de duritatea suprafeei de sprijin.Alegerea tipului de pneuri este condiionat de mai muli factori cum ar fi, viteza maxim

transmis prin tema de proiect, i greutarea ce revine roilor din spate i fa. Funcie de greutatearepartizat punilor se poate determina masa ce revine unui pneu.

Utiliznd valori medii din literatura de specialitate se adopt parametrulL

a=0.52 pentru

autovehiculul ncrcat, unde L este ampatamentul autovehiculului.Din relaia anterioar va rezulta distana :a=L 122252,0235052.0 == mm

tiind c L-a=b, rezult c, b=2350-1222=1128 mm.Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, gsite se va determina greutatea pe punteafa cu urmtoarea relaie:


15/46

G2 =L

aGa [daN]; G2=2350

122223500 =1222 daN

G1 =L

bGa [daN]; G1=2350

112823500 =1128 daN

nlimea hg a centrului de greutate este dehg =750 mm nencrcathg =700 mm ncrcat

2.5Alegere pneurilor i detrerminarea razelor roilor .

Roile de automobil snt alctuite dintr-o jant metalic, pe care se monteaz o anvelop decauciuc n interiorul cruia se afl o camer cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. Rigiditateaanvelopei este dat de raportul dintre creterea forei care acioneaz asupra pneului i deformaiadeterminat de aceast cretere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcia ei, de

presiunea interioar a aerului din pneu i de duritatea suprafeei de sprijin.Alegerea tipului de pneuri este condiionat de mai muli factori cum ar fi, viteza maxim

transmis prin tema de proiect, i greutarea ce revine roilor din spate i fa. Funcie de greutatearepartizat punilor se poate determina masa ce revineunui pneu folosind relaiile:

-pentru pneurile punii fa:

Gp1=2

1G ; Gp1=2

1222= 611 daN

-pentru pneurile punii spate:

Gp2=n

G2 ; Gp2 =2

1128=564 daN

unde n=2 sau 4, reprezint numrul de pneuri ale punii;Pentru asigurarea unei bune confortabiliti puntea fa trebuie s fie caracterizat de o

elasticitate mai mare dect puntea spate. La obinerea elasticitii punii fa contribuie iutilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mic n fa dect n spate.

Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din fa, se reduce rigiditatea lateral a pneului, astfel c prin sporirea deviaiilor laterale se favorizeaz imprimarea unui caracterconstructiv de subvirare, caracterizat de tendina de autostabilizare pe traiectoria rectilinie.

Se adopt din literatura de specialitate, innd cont i de soluiile similare pneurile6,5 16C cu urmtoarele dimensiuni principale:

- janta de msur 4,50 E16- limea seciunii maxime 180 mm- diametru exterior 748 mm- mrimea camerei de aer J16- raza static 358 mm- presiuni de regim 3,25 bar pentru roile din fa i 3,5 bar pentru roile din spate- greutatea pe anvelop 618 daN

Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesar cunoaterea razei de rulare,care se apreciaz analitic funcie de raza nominal a roii i un coeficient de deformare.

Coeficientul de deformare depinde de presiunea din pneu i are valorile:- =0,930-0,935, pentru pneuri utilizate la presiuni mai mici de 600 Kpa


16/46

- =0,945-0,950, pentru pneuri utilizare la presiuni mai mari de 600 KpaSe alege coeficientul de deformare = 0,39 , raza nominal se determin dup diametrul

exterior precizat de STASrr = DeSTAS = 348 mm

2 .Definirea condiiilor de autopropulsare

Micarea automobilelor estedeterminat de mrimea direcia i sensul forei active i aforelor de rezisten ce acioneaz asupra acestora .

Definirea cxondiiilor de autopropulsare precede calculul de traciune , mpreun cu carecondiioneaz performanele autovehicolelor . Se precizeaz funcie de tipul i destinaiaautovehiculelor , a factorilor specifice de influen i stabilitate , relaiile analitice de evaluarecantitativ a acestor fore .

n procesul de naintare al autovehicolului acestea ntmpin o serie de rezistene cauzate

de factori externi , aceste rezistene fiind :- rezistena la rulare- rezistena aerului


17/46

Valori recomandate pentru coeficientulrezisten ei la rulare f.

- rezistena la demarare- rezistena la pant

2.1Rezistena la rulare

Rezistenaa la rulare ( Rr ) este o for cu aciune permanent la rularea roilor pe cale, desens opus sensului deplasrii autovehiculului.

Cauzele fizice ale acestei rezistene la naintare sunt: deformarea cu histerezis a pneului,frecri superficiale ntre pneu i cale, frecrile din lagrele roii, deformarea cii, percuia dintreelementele pneului i microneregularitile cii, efectul de ventuz produs de profilele cu conturnchis pe banda de rulare etc.

Fa de cauzele determinate, rezistena la rulare depinde de un numr mare de factori deinfluen, printre care semnificativi sunt: construcia pneului, viteza de deplasare, presiuneaaerului din pneu, forele i momentele ce acioneaz asupra roii.

n calculele de proiectare dinamica autovehiculelor, rezistena la rulareeste luat n considerare prin coeficientulrezistenei la rulare f, care reprezint o forspecific la rulare definit prin relaia:

cosa

r

G

Rf=

unde: R r este rezistena la rulare ;Ga cos - componenta greutii normal pecale ;

Funcie de tipul, caracteristicile idestinaia autovehiculului se recomandalegerea valorilor din domeniile marcate ndiagrama urmtoare:

Folosind relaia:Rr= f Ga cos [ N ]

i adoptnd coeficientul rezisteneila rulare f din diagram, f = 0,022 , pentruo cale de rulare ( cos = 00 ), asfaltat, nstare bun (autoturism 44 ce ruleaz cuviteza maxim vmax = 150 km/h), rezult:

Rr= 0,022 2350 = 51,7 NPutera necesar nvingerii acestei forei se definete n relaia :

Pa = RrV = 51,7 150/3,6 = 18,59 kw

Nr.crt,

Starea inaturadrumului

Rezistena la rulare

f / 0 5 10 15 20 25 30 381 Drum cu

ghea0,015 386,1 256 380,9 373,2 363,2 330,8 334,6 327,6

2 osea cuasfalt bun

0,018 463,6 384,9 456,8 447,7 435,7 420,3 401,5 393,3


18/46

3 oseapitruitbun

0,020 515,5 461,2 507,4 497,2 448,6 460,2 446,1 436,9

4 osea cuhrtoape

0,025 644 513,8 646,2 622,5 605,1 583,9 557,2 546,1

5 Drum cupiatr 0,030 775,8 641,2 761 746,5 724,6 700,6 669 653,36 Teren cu

sol argilos0,020 5152 769,5 5037 4976 4846,2 4669 4461 4369

7 Drum cunisip umed

0,030 7728 7698 7610 7464 7261 7003 6629 6553

1.2Rezistena aerului

Rezistena aerului ( Ra ) reprezint interaciunea, dup direcia deplasrii, dintre aerul nrepaus i autovehiculul n micare rectilinie. Ea este o for cu aciune permanent de sens opussensului de deplasare a automobilului.

Cauzele fizice ale rezistenei aerului sunt: repartiia inegal a presiunilor pe partea din fai din spate a caroseriei, frecarea dintre aer i suprafeele pe lng care are loc curgerea acestuia,energia consumat pentru turbionarea aerului i rezistena curenilor exteriori folosii pentrurcirea diferitelor organe i pentru ventilarea caroseriei.

Pentru calculul rezistenei aerului se recomand utilizarea relaiei :Ra = 1/2 Cx A v2 [ N ]Unde : - densitatea aerului ; pentru condiii atmosferice standard ( p = 101,33 10-3

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

Notnd produsul constant : 1/2 Cx = K [ kg/m3 ] numit coeficient aerodinamic,rezistena aerului este dat de relaia:

Ra = K A v2 [ N ] unde : K = 0,6125 Cx kg/m3 ( condiii atosferice standard ) ;Aria transversal maxim se determin cu suficient precizie cu relaia :A = B H [ m2 ] unde : B ecartamentul autoturismului [ m ]

H nlimea autoturismului [ m ]A = 1,775 1,88= 3,4 m2Pentru determinarea mrimii coeficientului de rezisten a aerului Cx , vom folosi metoda

comparativ, conform literaturii de specialitate, analiznd valoarea acestuia la soluiile similarepropuse, i vom adopta o valoare medie. Cx = 0,35

Ra =0,275 3,4 2

6.3

150

= 1627 N

Putera necesar nvingerii acestei forei aerului se definete n relaia :

Pa = RaV = 1627 150/3,6 = 64,035 w

2.3Rezistena la pant


19/46

n deplasare autoturismuluiu pe ramp , greutatea Ga al crui punct de apllicaie se afl ncentrul de greutate Cg se descompune dup dou direcii : una normal pe calea de rulare i una

paralel cu calea de rulare .Componenta paralel se numete fora rezistent la la urcarea rampelor( de sens opus vitezei de deplasare i o for activ la coborrea pantelor.

La deplasarea autovehiculului pe ci cu nclinare longitudinal, greutatea d ocomponent ( Rp ) dup direcia deplasrii, dat de relaia : Rp = Ga sin [ N ].

Pentru pante cu nclinri mici ( [ 17 o ) la care eroarea aproximrii : sin = tg estesub 5% panta se exprim n procente p% = tg . n acest caz expresia rezistenei la pant estedat de relaia :

Rp = Ga p [ N ]Alegerea unghiului de nclinare longitudinal a cii se face funcie de tipul i destinaia

automobilului.Pentru cazul nostru adoptm max = 33 o ; rezult Rp = 23500 0.5446 = 1279,9 daN

2.4Rezistena la demarare

Regimurile tranzitorii ale micrii automobilului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei(demaraje) i reduceri ale vitezei (frnare). Rezistena la demarare ( Rd ) este o for de rezistence se manifest n regimul de micare accelerat a autovehiculului.

Ca urmare a legturilor cinematice determinate n lanul cinematic al transmisiei dintremotor i roile motoare, sporirea vitezei de translaie a autovehiculului se obine prin sporireavitezelor unghiulare de rotaie ale elementelor transmisiei i roilor. Masa autovehiculului nmicare de translaie capt o acceleraie liniar, iar piesele aflate n micare de rotaie, acceleraiiunghiulare.

Influena asupra ineriei n translaie a pieselor aflate n rotaie se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influen a maselor aflate n micare de rotaie.

Rezistena la demarare este astfel dat de relaia :

dt

dvmR ad **= unde :

ma masa automobilului [ kg ] ; - coeficientul de influen al maselor aflate n micare de rotaie ;dv/dt = a acceleraia micrii de translaie a autovehiculului [ m/s2 ].Pentru calculul rezistenei la demarare este necesar cunoaterea mrimii coeficientului de

influen a maselor aflate n micare de rotaie.

Comform literaturii de specialitate , pentru un autoturism 44, cu viteza maxim de 150km/h, adoptm momentul masic de inerie al pieselor motorului Im = 0,2 kgm2 i momentulmasic al unei roi IR= 2 kgxm2.

Din calcule rezult coeficienii maselor astfel : m = 0,0263 i R= 0,0277 .Pentru acceleraia maxim n prima treapt a C.V. valoarea este a1max = 2,5 m/s2.Deoarece rezistena la rulare ct i rezistena la pant sunt determinate de starea i

caracteristicile cii de rulare, se folosete gruparea celor dou fore ntr-o for de rezisten totala cii ( R ), dat de relaia :

R = Rr + Rp = Ga ( f cos + sin ) = Ga x =23500x0.3=7050Nunde : - coef. rezistenei totale a cii ;Pentru valorile adoptate anterior = 0,3 .


20/46

2.5 Ecuaia general de micare a automobilului

Pentru stabilirea ecuaiei generale a micrii, se consider autovehiculul n deplasarerectilinie, pe o cale cu nclinare longitudinal de unghi , n regim tranzitoriu de vitez cu

acceleraie pozitiv. Lund n considerare aciunea simultan a forelor de rezisten i a foreimotoare ( de propulsie ) din echilibru dinamic dup direcia micrii, se obine ecuaia diferenial:

= 22

1cossin AvCGfGI

mdt

dvxaaR

a

Funcie de condiiile de autopropulsare a autovehiculului, n ecuaia de micare se definescmai multe forme particulare :

a) pornirea din loc cu acceleraia maxim ;n acest caz ecuaia general de micare capt forma particular

max11max)1( dtdv

mfGF aaaR += unde : a1max acceleraia n prima treapt a C.V.FR(a1 max) = 23500 0,020 + 2350 1,225 2.8 = 470 + 8060= 8530N

b) deplasarea pe calea cu panta maxim ;Corespunztor condiiilor formulate anterior, coeficientul rezistenei specifice acii capt

formaFRmax = Ga max = 235000 0,3 = 7050N

c) deplasarea cu viteza maxim ;Din condiia realizrii vitezei maxime pe o cale orizontal n stare bun se obine forma

2

maxmax2

1vACfGF xaRv +=

FRvmax = 23500 0,02+1/2 1,225 3.4 0,35 (150/3,6)2 = 470+1265= 1735N


21/46

Valori recomandate pentru

3Calculul de traciune

Calculul de traciune se face n scopul determinrii parametrilor principali aimotorului i transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definiteanterior i n condiiile precizate n capitolul precedent s fie capabil s realizezeperformanele prescrise n tema de proiectare sau a performanelor celor mai bune modeleexistente sau de perspectiv.

3.1Randamentul transmisiei

Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltat de motor trebuie s fie

transmis roilor motoare ale acestuia.Transmisia fluxului de putere este caracterizat

de pierderi datorate fenomenelor de frecaredintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile deputere din transmisie se apreciaz prin randamentultransmisiei t .

Experimentrile efectuate au permis s sedetermine urmtoarele valori ale randamentelorsubansamblelor componente ale transmisiei :

- cutia de viteze : CV = 0,97..0,98 ( n treapta de priz

direct ) ; CV = 0,92..0,94 ( n celelalte trepte ) ;- transmisia principal : 0 = 0,92..0,94 ( pentru transmisiile

principale simple ) .Deoarece valoarea global a randamentului

transmisiei depinde de numeroi factori a cror influen este dificil de apreciat, ncalcule se opereaz cu valori adoptate din diagrama alturat.

Am adoptat t = 0,88

4.2 Alegerea tipului motorului

Aprecierea motorului ca surs de energie pentru autopropulsarea autovehicululuise face prin oferta de putere i moment. Oferta se exprim funcie de turaia arboreluimotor printr-un cmp de caracteristici P = f(n) i M = f(n) numite caracteristici de turaie.Domeniul de ofert este limitat de caracteristica extern ( sau caracteristica la sarcintotal ), care determin posibilitile maxime ale motorului i n privina puterii i a


22/46

momentului la fiecare turaie din domeniul turaiilor de funcionare ale acestuia.Caracteristica extern se completeaz i cu curba consumului specific de combustibil

Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cuardere intern cu piston n micare de translaie. Existena unei mari varieti de motoarecu ardere intern cu piston impune alegerea unor criterii de selecie bine definite.Opiunea pentru unul dintre tipuri are n vedere n principal modelul, caracteristicile i

destinaia autovehiculului.Statisticile apreciaz c pentru autoturismele 44, sunt utilizate cu precderemotoarele cu aprindere prin comprimare. Rezervele n utilizarea motorului Diesel seexplic prin preul de achiziie cu 20 30 % mai ridicat fa de modelele similare M.A.S.,nivelul sonor mai ridicat, n special la mersul n gol, greutatea pe unitatea de puteresensibil mai ridicat.

Am adoptat un motor cu capacitatea cilindric 1299 cm3 ( autoturismele alese nstudiul soluiilor similare sunt dotate, majoritatea, cu motoare de 1,1..1,3 l ), cu raportulalezaj x curs = 93 x 68.5 mm. Acesta, conform calculelor, dezvolt o putere de 116.96kW la o turaie de 4600 rot/min i un cuplu de 203 Nm la o turaie de 2600 rot/min.

4.3 Determinarea analitic a caracteristicii exterioare4.3.1 Detreminarea puterii la vi tez maxim i la pant maxim

Calculul puterii maximePerforamnele precum i calitile de exploatare ale autoturismului sunt

detreminate n primul rnd de caracteristicile motorului . Cele mai importante din punctde vedere al dimamicii sunt caracteristicile de turaie .

Caracteristica extern a amotorului cuprinde curbe ale puterii efective , amonentului motor i a consumului specific de combustibil .Pe caracterisica exerioar amotorului sun indicate puncte partiualre , cu ajutorul crora se evideniaz parametri ceimai importani ai caaracteristicii i ai momentului

Determinarea analitic a caracteristicii exterioare

Pentru evaluarea caracteristicii exterioare ce nu poate fi determinat pe stand estenecesar s se cunoasc cel puin dou puncte pe caracteristica extern . n mod analitic sefolosesc relaiile :

( ) ( )( )

n

nPnMsi

n

n

n

n

n

nPnP

ppp

9550

32

max =

+

+= unde :

Pmax puterea maxim a motorului ;M(n) momentul funcie de turaie .Coeficienii relaiei se definesc astfel :

( ) ( ) ( ) 23

;12

1;

1*2

2;

1*2

43 ceca

cece

ce

ce

ce =

=

== unde :

p

M

n

nce = este coeficientul de elasticitate al motorului ;

pM

Mca max= este coeficientul de adaptabilitate al motorului .

Pentru completarea caracteristicii externe cu curba consumului specific seutilizeaz relaia :


23/46

+=

2

8,02,1pp

epen

n

n

ncc unde :

cep consumul specific de combustibil la turaia puterii maxime.Cunoscnd turaia de putere maxim nP, turaia de moment maxim nM, puterea

motorului Pmax, momentul maxim Mmax i relaiile de definire a celorlalte mrimi avem :

Adopt ce = 0,7

15,12

0,7-3ca ==

nm = ce x np = 0,7 x 4600 = 2520 rot/ min

Principalele date ale motorului sunt centralizate n tabelele urmtoare :

no[rot/min]

nm[rot/min]

n ce[rot/min]

np[rot/min]

n max[rot/min]

700 2520 3300 4000 4600

Ce ca con.P

0.7 1,15 0,33 2,33 -1,66 280

Determinarea puterii la vitez maxim i pant maxim

Din definirea condiiilor de autopropulsare, deplasarea cu vitez presupunedezvoltarea unei fore la roat Fpmax . Din definirea puterii ca produs ntre for i vitez,

realizarea performanei de vitez maxim, n condiiile prevzute, presupune pentrumotor dezvoltarea unei puteri:

Pv max=t

a vAKvfG

+

1000

3

maxmax ;

Pv max=

88.01000

6.3

1504.3214.0

6.3

15002.023500

3

+

= 82,3 kw

Punnd condiia ca puterea la vitez maxim s corespund punctului de turaiemaxim se obine pentru puterea maxim a motorului din relaia de mai jos

+

+=

32

max

p

M

p

M

p

M

Mn

n

n

n

n

nPP = 82,3 x 0,97 = 79,83 kw

MP = Pmax x ; =30

460014.3

30

=

pn = 481,46 rad/sec


24/46

Mp = 65.11446.481

73675=

=

P

ca =PM

MmaxMmax = 1,15 x 114,65 = 131,85

.

4.4 Determinarea mrimii rapoartelor de transmitere ale transmisie

Funcionarea automobilului n condiii normale de exploatare are loc n regimtranzitoriu, gama rezistenelor la naintare fiind foarte mare. n aceste condiii rezult cla roile motoare ale autovehiculului, necesarul de for de traciune i de putere la roatsunt cmpuri de caracteristici avnd n abscis viteza aleas de conductor. Pentru ca spoat acoperi cu automobilul acest cmp de caracteristici transmisia trebuie s ofere unasemenea cmp.

Situaiile care apar n timpul deplasrii unui autovehicul sunt:a) motorul s echilibreze prin posibilitile proprii ntreaga gam de rezistene.

Acest lucru este posibil cnd puterea furnizat este constant n toate regimurile de

deplasare. Dac aceast valoare constant corespunde puterii maxime, se obinecaracteristica ideal de traciune dat de relaia :FR x v = PRmax = ct.unde:FR = fora la roat;v = viteza de deplasare;PRmax = puterea maxim la roat. b) viteza maxim este delimitat prin puterea maxim de autopropulsare:

max

max

max

Rv

R

F

Pv = unde FR v max este fora la roat necesar deplasrii cu viteza

maxim de performan.c) cnd viteza = 0 , rezult o for la roat infinit. Ca urmare, la viteze mici,

limita este dat de aderena roilor cu calea, definit cu relaia FR max[ FR = x Gadunde :

=0,7 coeficientul de aderen;Gad = greutatea aderent, respectiv greutatea ce revine n condiii de demaraj

roilor motoare.

4.4.1Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei


25/46

Pentru valoarea maxim a raportului de transmitere, obinut cnd este cuplat prima treapt de vitez n cutia de viteze, se pot formula ca performane dinamiceindependente sau simultane urmtoarele: panta maxim sau rezistena specific a cii iacceleraia maxim la pornirea de pe loc.

Performanele date prin forele la roat necesare pot fi formulate ca valori maximecnd forele la roat oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul

funcioneaz la turaia momentului maxim pe caracteristica extern ( Mmax ) iar ntransmisie este cuplat cel mai mare raport de transmitere itmax .itmax = icv1 x i0 unde:icv1 = raportul de transmitere n prima treapt a cutiei de viteze;i0 = raportul de transmitere a transmisiei principale .

Din condiia de autopropulsared

ttR

r

iMF

= maxmaxmax se obine :

t

dRt

M

rFi

=max

maxmax unde :

FR max este fora la roat necesar calculat pentru regimul de deplasare cuacceleraia maxim.

FRmax = G0 max = 23500x0,39 = 9165 rezult c :

27.6593,0150

358,09165max =

=ti

4.4.2Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei

Valoarea minim a raportului de transmitere a transmisiei este determinat dincondiia cinematic de realizare a vitezei maxime de performan, cnd motorul

funcioneaz la turaia maxim. Raportul de transmitere i0 se realizeaz n punteamotoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic i celelalte angrenajede reducerea turaiei cu funcionare permanent montate n punte.

Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizeaz ncondiiile de vitez maxim, n ultima treapt a cutiei de viteze, valoarea raportului i0 estedat de relaia:

it min=max

max

30 v

nrr

= 6.3

150

4600358.0

30

=4,55

4.4.3Raportul de transmitere al transmisiei principaleConsidernd c vmax se obine din ultima treapt de vitez i c naceast treapt

raportulde transmitere este unitar , iar valoarea raportului i0 se determin pornind de larelaia :

=R

v

maxi0 x icvn

icvn raportul de transmitere n ultima treapt icvn =1


26/46

38.110358.0

6.41max ===r

Rr

v rad/sec unde :

R este viteza unghiular la roat

v max=30

460014.3

30

=

pn = 481,46 rad/sec

i0 = =R

v

max

38.110

46.481=4,37

unde i0 este raportulde transmiterea al transmisiei principale

4.4.4 Raportul de transmitere al primei trepte n cutia de vitez

icv1 =77.488.0131

358.052.023500

max0

max0

=

t

r

Mi

rG

= 3,45

unde max este coeficientul de rezisten la rulare

4.4.5 Determinarea numrului de trepte pentru cutia de viteze i a mrimiirapoartelor de transmitere ale transmisiei

Pentru determinarea numrului de trepte se utilizeaz dou metode: o metodgrafic i o metod analitic. Indiferent de metoda aleas se fac unele ipotezesimplificatoare precum: schimbarea treptelor de vitez s se fac instantaneu, astfel nctviteza maxim n treapta inferioar s fie egal, cu viteza minim n treapta superioar.Metoda recomandat de literatura de specialitate este aceia a etajrii treptelor n progresiegeometric. Pentru calculul numrului de trepte se pornete de la principiul c vitezamaxim, ntr-o treapt inferioar s fie egal cu viteza minim ntr-o treapt superioar,folosind relaia:

Va K= dK

rii

**0

n cazul etajrii cutiei de viteze n progresie geometric, ntre valoarea maxim i1i minim in=1 n cutia de viteze snt necesare n trepte date de relaia:

n

M

CV

n

n

i

max

1

log

log1+

; n2520

4600log

45.3log1+

; n82.1log

45.3log1+ ; n 03.21+ ;unde n

03.3Se adopt n = 4Alegerea final a mrimii numrului de trepte se face inndu-se cont de

considerente constructiv funcionale i de exploatare ale cutiei de viteze precum i detipul i destinaia automobilului. Astfel pentru autovehicule de mrfuri, la care importanademarajului scade, aprnd ns profilul mai greu al drumului, n scopul unei buneadaptabiliti se utilizeaz de obicei cutiile de viteze cu 5 trepte.

Fiind determinat numrul de trepte i innd cont c i=1, ntr-o treapt K, raportulde transmitere este dat de relaia:


27/46

iCV k= 1 1n kn

CVi ; (k=1n)Pentru treapta a-I-a; icv1=3.45Pentru treapta a-II-a; icv2=2.28Pentru treapta a-III-a; icv3=1,51Pentru treapta a-IV-a; icv4=1

Calculul viteyelor pentru fiecare treapt de vitez

Vkc =30

358.0230014.3

30

=

rac rn = 86,18 m/s

Unde nac = 0,5 x4600 = 2300 rot/min turaia arborelui cotit

Vmin =52.023500

88.0100084.511000

max0

=

G

P tM= 2,47 m/s

46.48130

460014.3

30

maxmax =

=

=

n rad/s

26.7330

70014.3

30

minmin =

=

=

n rad/s

V1max = smii

r

icvo

r /47.1045.377.4

46.481358.0

1

max =

=

V2max = smii

r

icvo

r /48.1528.277.446.481358.0

2

max ==

V3max = smii

r

icvo

r /93.2351.177.4

46.481358.0

3

max =

=

V4max = smii

r

icvo

r /11.36177.4

46.481358.0

4

max =

=

32

+

+=

ppp n

n

n

n

n

nA

P = A x Pmax


28/46

M = 9550 =n

P

++

2

pp

Pn

n

n

nM

B =2

88.02.1

+

pp n

n

n

n

Cap 5 Reaciunile normale ale solului asupra roilor autovehiculului

5.1 Determinarea reaciunilor normale statice pe teren orizontal ()


29/46

Ga = 2350 kg

G1 = 1150 kgG2 = 1200 kg

Z1 = G1 = Ga daNL

b1128

2350

11282350 ==

Z2 = G2 = Ga daNL

b1222

2350

12222350 ==

5.2 Determinarea reaciunilor normale dinamice n timpul demarajului i al frnriiautovehiculului

Ecuaia de momente n raport cu centrul de greutate al autovehiculului este :

Z1,2 =L

hgRdhgaRrG

L

hgG

r

aa

+++

cossincos


30/46

Z1 =( )[ ] ( )

( )

+++

fhgL

hghaRardhgbGa

cos

Z1 =( )[ ] ( )

( )

++++

fhgL

hghaRardhgaGa

cos

n urma amplificrii rezult pentru = 0

Z1 NdahgL

bGa /73.981

7.05.0102.4

10.12350cos=

+

=+

=

Z1( ) ( )

NdahgL

hgaGa /48.13667.05.0102.4

7.05.025.12350cos=

++

=+

+=

m1 = 85.235.035.2

0cos35.2cos1

1

1 =

=+

==

hgL

L

b

L

G

Z

G

Z

a

m2 =( ) ( )

( )093.1

7.05.035.222.1

7.05.022.1102.4

)(

cos2

2

2 =++

=+

+==

hgLa

hgaL

a

L

G

Z

G

Z

a

Coeficientul de ncrcare dinamic sunt m2 > 1 ,m1 > 1 n condiii normale dedeplasare n1 = 0,80,9 ce nseamn c la deplasarea autovehiculelor , puntea din spate sencarc suplimentar cu aproximativ 1020 % fa de ncrcarea static .

Pentru L = 2,350 m , adopt = 0,5 pentru = 0

5.2.2 Detreminarea reaciunilor dinamice n timpul frnrii

Forele i momentele care acioneay asupra aurtovehiculului n timpul frnrii suntpreyentate n figura urmtoare :

Ff1 = x1max = x Z1Ff2 = x2max = x Z2x1,2 -valoarea maxim ale reaciunilro tangeniale la limit de aderen


31/46

Ff1max , Ff2max valoarea maxim ale forelor de frnareFfmax = x1maxx2max = ( Z1 + Z2 ) = xGa cos

Z1 =( ) ( )

daNL

ghbGa 1478

102.4

7.05.010.12350cos=

+=

+

Z2 = ( ) ( ) daNL

ghaGa 6.515102.4

7.05.025.12350cos ==

m1 =( )

131.1cos1

1

1 >=+

==b

ghb

b

L

G

Z

G

Z

a

m2 =( )

172.0cos

2

2

2 =+

=+

==b

ghb

b

L

G

Z

G

Z

a

m2 =

( ) ( )172.025.1

7.05.025.1cos2

2

2


32/46

micarea rectilinie pe un drum oarecare , avnd funcionarea la parametrii corespunztori aimotorului .

Pentru studiul performanelor autovehiculului la deplasarea pe un anumit drum,caracterizat de o nclinare longitudinal i un coeficient al rezistenei la rulare f,caracteristica se completeaz i cu bilanul de traciune dat de relaia:Fr= Rr+ Rp + Rc + Rd , care reprezint echilibrul dinamic dintre fora motoare la roat i suma

forelor rezistente.FR = RP +Ra + Rr +Rd undeRr - fora de rezisten la rulare Rr = GaxfxcosRp - fora de rezisten la urcarea pantei Rp = Gaxsin

Rd - fora de rezisten la demarare Rd =dt

dv

Ra - fora de rezisten a aeruluiPentru a rezolva probleme legate de dinamicitatea autovehiculului se propune

reprezentarea bilanului de traciune astfel:Fex = Fr- Ra=Rr+ Rp+ RdFex =FrkAv2 = f Ga cos + Ga sin + m a dv/dt

Fex fora excedentar la roat folosit pentru nvingerea rezistenei drumului i laaccelerarea autovehiculului.Coeficientul de rezisten la rulare f n domeniul vitezelor obinuite rmne

aproximativ constant i de aceea rezistena la rulare este reprezentat printr-o dreaptorizontal paralel cu axa absciselor

n continuare trebuie determinat caracteristica de traciune a automobilului carereprezint curba de variaie a forei la roat . funcie de viteza pentru fiecare treapt a cutieide vitez .

FR = Fcdt

dv

g

GVACGfG axaa ++

2

2

1sincos

Construirea caracteristicii de traciune se face pe baza caracteristicii exterioare amotorului privind de al curba puterii efective sau de la curba momentului motor efectiv curelaia :

Ft = 3600xPeV

Mt

V = 0,377xrrt

e

i

nsau :

FR= ]N[r

iiM

d

0cvt

Vk=:unde],s/m[r

i

n

30r

tk

Vk viteza de deplasare n treapta kitk= icvk i0icvkraportul de transmitere al transmisiei cnd este cuplat treapta k a c.v.

Caracteristica de traciune repreuzint curba de variaie a foriei la roat , funcie deviteza pentru fiecare treapt a cutiei de vitez utilizat :PR = Pe x t- puterea la roat


33/46

6.2 Bilanul de putere bilanul puterii excedentare i caracteristica de puterilor

Rezolvarea unor probleme legate de traciunea automobilului este posibil i prinstudiul bilanului dintre puterea dezvoltat la roile motoare i puterile consumate pentrunvingerea rezistenelor la nterioare .

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafic a bilanului de putere funcie de

viteza automobilului pentru toate treptele cutiei de viteze.Bilanul de putere al automobilului reprezint echilibrul dinamic dintre puterea laroat PR i suma puterilor necesare nvingerii rezistenelor la naintare, respectiv rezistena larulare ( Pr ), rezistena la urcarea pantei ( Pp ), rezistena aerului ( Pa ) i rezistena lademaraj ( Pd ), dat de relaia:

daprtR PPPPPP +++== *

PR=dt

dvmvAkvGvfG aa ++

2sincos unde :

P este puterea motorului ( din caracteristica extern ) t este randamentul transmisiei ( adoptat anterior ).Din trasarea grafic a bilanului de putere se obine variaia puterii excedentare

precum i a celorlalte puteri pierdute . Aceast diagram se traseaz punnd n abscis vitezaautoturismului dat de relaia :

V = smii

rn

cv

r /47.1045.377.430

358.0460014.3

30 10=

=

Deoarece studiul performanelor automobilului se face de obicei funcie dedeplasarea cu viteze constante, pe o cale orizontal n stare bun, se noteaz cu Pro putereaconsumat pentru nvingerea rezistenei la rulare pe calea orizontal bun considerat cu uncoeficient al rezistenei la rulare fo = ct. pentru viteze uzuale. Deci Pro = GaxfoxV.

Bilanul puterilor este de forma: P = PR - ( Pro + Pa ) Pex unde Pex este o puterenumit excedentar fa de deplasarea cu vitez constant pe o cale dat ( sau disponibil ).Aceast putere este utilizat de automobil n urmtoarele scopuri: sporirea vitezei maxime,nvingerea rezistenelor maxime ale cii de rulare, sporirea vitezei i nvingerea rezistenelorcii.

Puterea utilizat la deplasarea cu vitez constant pe o cale orizontal este numitPrez i se manifest n orice condiii ( pentru nvingerea rezistenei aerului i a rezistenei larulare apare un consum permanent de putere).

Studiul performanelor dinamice cu ajutorul caracteristicii puterilor se face funciede modul de utilizare a puterilor disponibile ( sau excedentare ).

Pentru reprezentarea grafic s-a folosit expresia bilanului de puteri dat de relaia :daprtRPPPPPP +++== * dat sub forma

Pex = Pd + P - Pr = PR - Prez unde

Prez = Pa + Pro i Pr = Pro - Pr = Ga ( fo - Fcoa )f este coeficientul rezistenei la rulare pe o alt cale diferit de cea orizontalconsiderat ( de obicei, pentru autoturisme: fo 0,012..0,018 ).

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafic a bilanului de putere funcie deviteza automobilului automobilului pentru toate treptele cutie de viteze.

Diferenele pe ordonat dintre curbele PRi; i = 1 / 5 i Perz reprezint putereaexcedentar Pex a automobilului funcie de treapta de vitez i viteza de deplasarePex = Pd+ P - PR PrezPrez = Pa+ Pr0


34/46

PR = Pr0 - Pa = Ga( f0 fcos ); f0 =0.022

Pentru rezolvarea problemelor de dinamicitate a automobilului se propunereprezentarea bilanului de traciune dat de relaia :

FR Ra = Rr + Rp + RdPartea din stnga a acestei relaii reprezint fora disponibil sau excedentar Fex

care poate fi folosit la nvingerea rezistenelor drumului i la accelerare .

Cap.7 Performanele autovehiculului

7.1 Ecuaia general de micare

Se determin inndu-se seama de o parte de forele de propulsie i de forele derezisten care se opun deplasrii rectilinii a autovehiculului pe un drum cu nclinarelongitudinal i n regim de demarare

Se pornete de la ecuaia de traciune


35/46

FR = RP +Ra + Rr +Rd

FR =dt

dv

g

GVACGfG axaa +

2

2

1sincos

NotmR = RP +Ra + Rr

( ) ++= 20 cossin VAkGR

+= 20 VAKGR

Ecuaia general de micare are forma :

( )200

VAkGFG

g

dt

dvR

=

n cazul autovehiculelor cu transmisie mecanic . fora la roat variaz n funcie demomentul motor potrivit relaiei :

FR =r

tt

riM

it raportul de transitere total n treapta de vitez aleas

it =R

FR =r

t

r

t

rdt

di

r

i

dt

diM

1

i momentul de ineria mecanic al pieselor motorului n micare de rotaie

a) Deplasarea pe pant maxim

0=dt

dv; Ra se micoreaz rezult FR= maxaG

maxmaxmax sincos +=

b) Demarajul n treapta I cu acceleraie maxim corespunztoare pornirii de pe locpe calea orizontal

max

dt

dv

; 0= ; =

; Ra se neglijeaz

FRmax = 0max

0 Gdt

dv

g

G+

c) Deplasarea cu vitez maxim V = Vmax ; 0=dt

dv; pe cale orizontal 0= ; = ;

Rp = 0


36/46

20 VAKGFR +=

7.2Determinarea factorului dinamic i a caracteristicii dinamice

FR R0 = G0

+dtg

dv

repreyint fora de traciune disponibil excedentar i seutilizeaz la nvingerea rezistenelor drumului i rezistenei la demarare .

Pentru compararea performanelor dinamice ale unor autovehicule de greutate isarcini diferie se folosete un parametru adimensional ce se numete factor dinamic carereprezint raportul dintre fora de traciune excedentar Fex i greutatea total aautovehiculului Ga .

D =0

2

00 G

VAKF

G

RR

G

F Rerex =

=

( )

dtg

dv

dtg

dvfD

dt

dv

g

GfGVAKFR

+=

++=

=

sincos

sincos 002

Dac autovehicolul se deplaseay cu viteze constante factorul D va fi egal cu coeficientulrezistenei totale a drumului adic :D = Notm D pentru priza direct

D = 022.08.92350

17735.1230

0

2

=

=

G

VAKFR

Dk= Dik+

k

ik

G

VAk

13

0

2

Folosind curbele de variaie ale factioruluii dinamic toate treptele din cutia de vitezse obine caracteristica dinamic a autovehiculului

7.2.1 Limitarea de ctre aderen a factorului dinamic

Rularea autovehiculului este posibil dac: Ri FR Z rm, unde : Ri suma tuturor rezistenelor la puntea motoareFR fora motoare la roat - coeficient de aderen


37/46

Valoarea maxim a forei la roat este limitat de alunecarea roilor pe suprafaadrumului i atunci limita ei superioar este.FR max= Z m,Factorul dinamic limit va fi:

D =Ga

kAvZ

Ga

RF 2ramaxR =

Avnd n vedere c patinarea apare atunci viteza este prea mic , putem s neglijmternemul kxAxV2 , factorul dinamic devine : Ra =

Ga

Zr

nbuntirea performanelor autovehiculelor se obine prin creterea factoruluidinamic ce se pote realiza n mrimea raportului de transmitere principal prin reducereagreutii proprii prin construirea unor caroserii mai aerodinamice .

7.3 Determinarea parametrilor capacitii de demarare ai autovehiculului7.3.1Determinarea acceleraiilor

Pentru determinarea acceleraiilor se consider automobilul n micare rectilinie pe ovale orizontal n stare bun, cu un coeficient mediu al rezistenei la rulare, f.

Deci, puterea excedentar Pex va fi utilizat n acest caz numai pentru accelerare. = f cos + sin = 0 = f = 0.022

D = +dt

dv

g

a=dt

dv ( D - )

g

, unde:

k- coeficient de influen a maselor aflate n micare de rotaie

a = (D - ) g ; D =

g

G

Zea

G

Zm

ce

m

=

00

Utiliznd graficul factorului dinamic funcie de vitezele de deplasare, se pot studia o serie deperformane:

a) viteza maximTrasnd o dreapt paralel cu abscisa la ordonata D = , intersecia ai cu curba

factorului dinamic d pe abscis vitzeza maxim.b) pana maxim

Panta maxim pe care o poate urca automobilul cu o vitez dat la o anumit treapta cutiei de viteze se determin astfel :


38/46

D = f cos + sin f + h [%]h = D- f [%]h nlimea pantei n procente

c) rezistena total maximTrasnd o dreapt paralel cu ordonata, intersecia ei cu factorul dinamic d pe

ordonat rezistena maxim pe care o nvinge la o vitez oarecare.

ak = (D k - ) g

k= 1+ i2cvk = 0.04/0.09Adopt = 0.065

Determinarea timpului de demarare

Timpul de demarare reprezint timpul necesar de cretere a vitezei autovehiculului ntreviteza minim n treapta I a cutiei de viteze i viteza maxim n ultima treapt. ( V n =0,9

Vmax ) cu condiia ca motorul s funcioneze pe caracteristica exterioar i ca schimbareatreptei s se fac instantaneu. Integrnd ecuaia acceleraiei se obine:

a = ==0

1

1 v

v a

dvtd

advdt

dt

dv

D badva

1

a scara invers acceleraieib-scara invers a vitezei

D = 22

/17.02350

2.3655.01200sm=

Vm = 0,9 xVmax = 0,96.3

150 = 37,5

Td = = DAbadvaVn

V

11

0

n practic se traseaz graficul inverselor acceleraiei se mparte n trapeze mici i se

calculaez timpul de demararre dupc are se traseaz timpii de demarare funcie d vitez ntr-un alt grafic .

Determinarea graficului de demarare

Spaiul de demarare parcurs n timpul de demarare

Ds = Vdt = =tn

to

Sn

SVdtds

0

Se realizeaz integrarea grafic


39/46

DA = VDtxbkb, k scrile vitezei i ai timpului de demarare

7.4 Determinarea parametrilor capacitii de frnare aui autovehiculului

7.4.1 determinarea acceleraiilor

Dup direcia de micareFi (x1 +x2 ) Ga sin -Ra = 0

2sin0 kAVGRF

dt

dvf

g

GRfr

a +++=

af = ( )200

kAVGFG

gfr ++

deceleraia este maxim atunci cnd FR este maxim

FfRmax = G0 ( cos)f

Afmax = ( )+

0Gg

7.4.2 Determinarea spaiului de frnare

Frnarea este procesul prin care se reduce parial sau total viteza automobilului. Ease realizeaz prin generarea n mecanismele de frnare a unei fore de frnare la roi,ndreptat dup direcia vitezei autovehiculului, dar de sens opus ei.

Sft= SfmxSfs

Sfm = - ( ) ( )( ) +=+

Vf

Vifi VV

gzg

dv 22'

''

Dac frnarea se face pe un teren oriyontal p= 0 i motorul este decuplat avem

g

Vitm

2

2

7.4.3 Determinarea timpului de frnare

Timpul de frnare minim se detremin pornind de la relaia :

( )( )

( )( )pg

VV

pg

dvtp

f

g

dt

dv fiVf

Vifm +

=

+=+=

'

'

max

Dac frnarea se face pn la oprire

Vf = pe un drum orizontal cu deplasarea max f , p = 0 ; tfmin =g

Vi


40/46

7.4.4 Repartizarea forelor de frnare pe punile autovehiculului

Relaiile obinute pentru spaiul i timpul de frnare se refer la un autovehicul lacare exist o repartiie ideal a forei de frnare respectiv deceleraia relativ afrel realizat pefiecare punte are aceiai mrime. n realitate, acest lucru se ntmpl numai n anumite

condiii care depind de repartiia forei de frnare e puni, de mrimea coeficientului deaderen de construcia frnelor, de starea pneurilor i de gradul de ncrcare alautovehiculului

Repartizarea forelor de frnare pe punile autovehiculului areo importan deosebit,ntruct prin ea se determin capacitatea de frnare i comportarea n timpul frnrii pediferite tipuri de drumuri.

Dec la frnare se impune realizarea unei deceleraii relative d f , relaiile de mai sus devin :Z1 = G1 + Ga hg /L d f iar Ff1= d f Z1Z2 = G2 - Ga hg /L d f Ff2= d f Z2

Repartizarea ideal a forelor de frnare pe punile autovehiculului se obine atunci cndraportul dintre fora de frnare i sarcina pe punte este aceeai indiferent de acceleraie saucoeficient de aderen i est dat de relaia:Ff1/ Ff2= Z1/ Z2 =

- pentru puntea fa: 1 = Ff1/Z1 = Ff1/ G1 + Ga hg /L d f- pentru puntea spate: 2 = Ff2/Z2 = Ff2/G2 - Ga hg /L d f

Dac 1 2 , atunci roile punii fa se blocheaz naintea roilor punii spate.

8 Consumul de combustibil8.1 Definirea parametrilor consumului de combustibil

funcionarea economic a motorului se apreciaz dup comsumul orar i consumulspecific de combustibil . Consmul orar este cantitatea de combustibil consumat de motor n

timp de or i este exprimat n [kg/h]. Consumul specific reprezint cantitatea decombustibil n grame necesar unu motor pentru a obine un kw din,puterea sa timp de or ,la un anumit regim de funcionare .

Ce = [ ] [ ]hgC

QkwhgP

Q eph

h /1000

/1000 =

[ ]kmKgV

QQ nkg

100/100

100 =


41/46

=km

l

VQQ h

l

100

100100

[kg/m3]-densitatea sau masa volomic a combustibilului

Deci se obine :

[ ]kmkgV

PCeQkg 100/

10100

=

[ ]kmlV

PCeQl 100/

10100

=

Dac se exprim puterea, prin relaia din bilanul de putere avem :

P =( )

tt

R V

dt

dv

g

G

kAVGfG

P

02

00

sincos

+++=

V

PCeQl

=10

100 ( )dt

dv

g

GkAVGfG 0200 sincos +++

n = 700 ; P =tt

PRPPPPP

00+

=++

P = ( )tt

R V

dt

dv

g

GkAVGfG

P

02

00sincos +++=

Q h = [ ]hkgPCe

/1000

[ ]kmlV

GQ Rl

100/100

100

=


42/46

Cap 9 Stabilitatea autovehiculului

Capacitatea autovehiculului in mers rmne n permanen pe toate roole . iarstabilitatea dispare atunci cnd n timpul rulrii apar alunacri n direcii longitudinale sautransvrersale . Alunacrile nu sunt l afel de periculoase ca rsturnrile ce se prefer[ laapariia alunecrii naintea rsturnrii .

Pierderea stabilitaii apare datorit forelor ce acionez asupra autoturismului :fora de traciune , fora de frnare , forele laterale , centrifugale n viraj , aciuneavntului puternic din partea lateral .

9.1 Stabilitatea autovehiculului la urcare i la coborrea cilor de rulare cunclinri longitudinale mari .

9.1.1 Determinarea unghiurilor limit de rsturnare iderapare ndirecielongitudinal

la urcare


43/46

Z1 x L+R0 x h0 +Rd x h x g + G0 x h x g x sin+ Mrul + Mrul1 G0 b x cos= 0

Rsturnarea arem loc atunci cnd :

Z1 x L+R0 x h0 +Rd x h x g + G0 x h x g x sin+ Mrul + Mrul1 > G0 b x cos

Valoarea unghiului pantei maxime la carea poate avea loc rsturnarea este :

tgr'0

17,587.0

128.1== arctg

hg

b

Condiia de dtabilitate la rsturnere pe pant longitudinal fr ca mai nainte sapar alunecarea longitudinal este det de relaia :

tgr'0 17,58

7.0

128.1== arctg

hg

b

9.1.2 Determinarea condiiei de derapare s aib loc naintea rsturnrii

Piederea stabilitii se face prin alunacarea roilor

G0 sin +Rd + Ra > x1 x2

x1 = 1zG0 sin +Rd + Ra > 1z - 2z

x2 = 2z

Z1 =hg

bartg

ghL

bdtg

ghL

bG =+

>+

cos0

017.587.0

128.1 artg

hgLhghg

b

ghL

b

+> artgarctg

unghiul la care are loc patinarea

Deci la autovehiculele cu partea motoare fa rsturnarea n jurul punii din spate nueste posibil deoarece la orice valoare a coeficientului de aderen nainte de ancepersturnarea apare patinarea roilor :

La coborre :


44/46

Z2 x L + G0 x h x g x sin = 0R0 x h0 +Rd x h x g + G0 x cos+ Mrul + Mrul1

La rsturnare Z2 = 0

tg>hg

aarctg

hg

ar >

61.16.015.607.0

22.1 0 r

0357.0 = arctgarctg

unghiul limit de alunecare la frnare

la urcare

61.16.0

7.0

128.17.0


45/46

viraje datorit aciuni forelor centrifuge pe drumuri nclinate transversal , pe drumuri ncurb precum i la aciunea vntului .

Dac se constat c autovhicolul n micar accelerat curbilinie i cu variaia

unghiului de virare

= ctdt

dvcomponenta forei pe cel e 2 axe x i z i momentul de inarei ,

care apar , sunt exprimate prin :

Fix = ma

0bdtdv

Fiy = ma

+

dt

dbR

2

Miy = ma oz Idt

d=

22

dt

dz

Undedt

dv- acceleraia liniar a punctului B al punii din spate

- viteya unghiular n jurul centrului instantaneu de rotaie

dt

d- accelerai unghiular

R raya de viraj al punctului central B al punii din spateIoz momentul de naitare al mainii n aport cu xoy normal la ea i trecnd prin

centrul de greutate Cgy - raya de giraie a masei mainii n raport cu axa z

GagIoz

maIoz

z ==

R =tg

Lraza de viraj

tgL

V

R

V== -viteza unghiular

dt

d

L

Vtg

dt

dv

Ldt

dma

+=

2cos

11

Fix = ma

2

2

2

tgL

vb

dt

dv

Fiy = ma

++dt

d

L

dv

dt

dvtg

L

btg

L

V

2

2

cos

1


46/46

Fiy = ma Pz2

+

dt

d

L

V

dt

dv

L

tg

2

cos

1

Dac micarea este uniform variat , curbilinie cu raya de viraj ct. Saatuncp :

Fix = ma

2

2

2

tgL

vb

dt

dv

considerm R = 10 m

Fix =- ma NR

Vb5.204

10

6.3

10

128.12350

2

2

2

=

=

Fiy = maN

R

V1813

10

6.3

10

2350

2

2

=

=

Miz = 0

9.2.2 determinarea viteyelor la rsturnare i de derapare pentru = 0 i 0

1) Pentru = 0a) viteza limit de rsturnare :

vr > hkmsmhg

Bg/86.36/24.10

7.02

5.1108.9

2==

=

b) viteza limit de derapareVd =

Documents

Automobil 4x4