proiectare autooo

Universitatea Tehnică a Moldovei

Catedra Transportul Auto

Îndrumar metodic pentru efectuarea

proiectului de an la disciplina „Automobile”

Partea I. Calculul de tracţiune şi indicii tehnici de exploatare a

automobilului proiectat

Chişinău

U.T.M.

2007

2

Îndrumarul metodic pentru efectuarea proiectului de an la

disciplina „Automobile” este destinat studenţilor specialităţii

„Transportul Auto” a Universităţii Tehnice a Moldovei.

Elaborare: conf. univ., dr. Vladimir POROSEATCOVSCHI

conf. univ., dr. Tudor RUSU

Igor ROTARU

Redactor responsabil: conf. univ., dr. ing. Vladimir ENE

Recenzenţi: conf. univ., dr. Iurie GUBER

conf. univ., dr. Dumitru NOVOROJDIN

În prima parte a îndrumarului metodic sunt prezentate

metode de selectare şi justificare a datelor iniţiale pentru

proiectarea unui automobil, efectuarea calculului de tracţiune şi

determinarea indicilor tehnici de exploatare a automobilului

proiectat, sunt date variantele sarcinilor individuale la proiectul de

an şi anexele.

Universitatea Tehnică a Moldovei, 2007

3

INTRODUCERE

Scopul proiectării – consolidarea cunoştinţelor obţinute la

disciplina „Automobile”, însuşirea deprinderilor pentru efectuarea

calculului de tracţiune a automobilului, aplicarea cunoştinţelor în

aprecierea performanţelor constructive ale elementelor funcţionale

a automobilului şi efectuarea calculelor necesare pentru aprecierea

parametrilor de bază a acestora.

Fiecare student îndeplineşte proiectul de an conform sarcinii

individuale, pe care o alege din anexa 1. Numărul sarcinii

corespunde ultimilor două cifre ale carnetului de note. În anexa 1

sunt prezentate datele iniţiale, tipul automobilului proiectat.

Individual, conform anexei 2, conducătorul proiectului

repartizează fiecărui student agregatul sau nodul automobilului

pentru proiectare.

Proiectul de an constă din memoriul explicativ şi partea

grafică.

Memoriul explicativ conţine obligatoriu toate capitolele

prevăzute de prezentul îndrumar metodic. Volumul memoriului

explicativ constituie 25...35 coli formatul A4. Se admite ca

memoriul explicativ să fie îndeplinit la calculator. Graficele şi

schemele cinematice se recomandă de a fi efectuate pe hârtie

milimetrică sau utilizând grafica pe calculator.

Partea grafică – desenele de ansamblu ale agregatelor,

nodurilor indicate în sarcina de proiectare se îndeplinesc în creion

simplu pe coli formatul A1. Desenele trebuie să corespundă

cerinţelor ESKD. Se admite efectuarea părţii grafice cu utilizarea

calculatorului respectând cerinţele ESKD.

Exemplu de foaie de titlu al memoriului explicativ este

prezentat în anexa 3.

În componenţa memoriului explicativ intră următoarele

capitole:

Introducere 1. Selectarea şi justificarea datelor iniţiale 2. Elaborarea schemei de compunere a automobilului 3. Calculul de tracţiune a automobilului

4

3.1. Determinarea puterii efective şi trasarea caracteristicii exterioare de turaţii a motorului

3.2. Determinarea numărului de trepte şi rapoartele de transmitere ale transmisiei

4. Caracteristica tehnică de exploatare a automobilului 4.1. Calităţile dinamice şi de tracţiune ale automobilului 4.2. Paşaportul dinamic al automobilului 4.3. Calităţile automobilului la frânare 4.4. Stabilitatea automobilului 4.5. Maniabilitatea automobilului 4.6. Mersul lin 4.7. Capacitatea de trecere a automobilului 4.8. Economicitatea de combustibil a automobilului

5. Proiectarea agregatelor şi sistemelor de bază a

automobilului (conform sarcinii individuale).

Alegerea şi argumentarea construcţiei agregatului

(nodului) ales pentru elaborare.

Elaborarea schemei de calcul, alegerea materialelor

constructive şi de exploatare.

Analiza literaturii şi a brevetelor pe baza agregatului

elaborat (nodului).

Calculul la durabilitate a pieselor de bază a agregatului

(nodului) proiectat.

Concluzii generale pe baza proiectului elaborat.

Bibliografia. Partea grafică a proiectului de an constă din patru coli grafice

care cuprind:

1. Graficele calculului de tracţiune a automobilului

(caracteristica exterioară de turaţii a motorului, caracteristica de

tracţiune, caracteristica de putere, caracteristica dinamică sau

paşaportul dinamic al automobilului, graficul acceleraţiilor, graficul

duratei şi distanţei de accelerare a automobilului) – 1 coală f. A1.

2. Schema de compunere a automobilului în două proiecţii –

1 coală f. A1.

3. Desenul de ansamblu al agregatului (nodului) – 1 coală f. A1.

5

4. Desenul de ansamblu al unui agregat (nod) executat în

baza cercetărilor de brevet şi a literaturii şi desenele de execuţie

ale 2 – 3 piese de bază – 1 coală f. A1.

Se admite micşorarea numărului de coli ale părţii grafice în

dependenţă de complicitatea acestora, planului de studiu şi

hotărârea seminarului metodic al catedrei de profil.

Numărul minim de coli ale părţii grafice – 3 coli f. A1.

1. SELECTAREA ŞI JUSTIFICAREA DATELOR

INIŢIALE

1.1. Determinarea masei totale a automobilului

Reieşind din destinaţia automobilului, la necesitate se

concretizează datele iniţiale pentru proiectare, se descriu condiţiile

de exploatare şi se descriu cerinţele generale la care trebuie să

corespundă construcţia automobilului proiectat şi schema lui de

compunere.

Înaintea elaborării schemei de compunere a automobilului

este necesar de a determina masa automobilului proiectat şi

numărul de axe.

Masa propriu-zisă a camioanelor se determină cu relaţia:

t0 mqm (1.1)

unde tm - tonajul automobilului (inclusiv greutatea pasagerilor şi

şoferului), kg

q - coeficientul de folosire a masei propriu-zise, valorile

coeficientului de folosire a greutăţii propriu-zise pentru

automobilele cu formula roţilor 4х2 şi 6х4 pot fi determinate cu

ajutorul fig. 1.1.

6

Fig. 1.1. Dependenţa coeficientului q de tonajul automobilului

Valorile coeficientului q pentru automobilele tot–teren sunt

date în tabelul 1.1.

Tabelul 1.1

Valorile coeficientului q pentru automobilele tot–teren

Formula roţilor 4x4 6x6 8x8

Coeficientul q 1,6...1,7 1,4…1,5 1,3…1,4

Masa propriu-zisă a autoturismelor se determină în

dependenţă de cilindreea motorului, iar a autobuzelor – în

dependenţă de destinaţie şi lungime, la alegerea datelor este

necesar de orientat după prototipurile existente.

Masa totală a automobilului proiectat se determină cu relaţia:

past0a mmmm , (1.2)

unde t

m - tonajul sau capacitatea de încărcare a automobilului, kg

n75mpas - greutatea pasagerilor împreună cu şoferul

(n – numărul de pasageri inclusiv şoferul).

Tonajul pentru autoturisme poate fi luat din considerentele

,kg7050m t iar pentru autobuzele interurbane şi suburbane

n10m t (în acest tip de autobuze fiecare pasager are dreptul de a

transporta 10 kg de bagaj). La proiectarea autobuzului urban

tonajul nu se ia în consideraţie.

7

1.2. Determinarea numărului de axe a automobilului

Numărul de axe a automobilului proiectat se alege în

dependenţă de construcţiile deja existente şi reieşind din sarcina

admisibilă pe axă, determinată de calitatea drumului.

Tabelul 1.2

Sarcina admisibilă pe axă pentru automobile, autotractoare şi

autobuze, kN

Tipul axei

Grupa de automobile

А B

Singulară

Singulară de direcţie (orientativ)

Singulară a autobasculantei cu două axe

Singulară a autobuzului

Axe duble cu distanţa între ele, m:

1,00...1,24

1,25...1,39

1,40...2,50

peste 2,50

100

60

-

-

70

80

90

100

60

45

65

70

45

50

55

60

La alegerea numărului de axe se ţine cont de faptul că pe

drumurile Republicii Moldova pot fi exploatate numai automobile

de grupa B, de aceea automobilul proiectat trebuie să aparţină

acestei grupe. Se recomandă ca numărul de punţi motoare să fie

minim posibile, ceea ce duce la simplificarea transmisiei şi

majorarea randamentului transmisiei.

Autobuzele şi autoturismele ca regulă se proiectează cu două

axe.

Schema de compunere a autocamionului (fig. 1.2, 1.3) se

elaborează după alegerea şi argumentarea amplasării reciproce a

cabinei şi motorului. Totodată se ia în consideraţie că automobilele

cu formula roţilor 4х4, 6х6 şi 8х8 ca regulă au toate roţile

singulare.

8

Fig. 1.2. Schemele de compunere ale automobilelor cu două axe:

a) – cu cabina amplasată după motor; b) – cu cabina amplasată

deasupra motorului.

Fig. 1.3. Schemele de compunere ale automobilelor cu trei axe:

a – cu cabina amplasată după motor; b – cu cabina amplasată

deasupra motorului.

1.3. Determinarea sarcinii pe axele automobilului

Sarcina pe axă se determină din condiţia:

- pentru autocamioanele cu două axe cu cabina după motor

(fig. 1.2, a) şi autobuzele fabricate pe baza lor:

G2 =(0,70…0,75) Gа, N (1.3)

9

- pentru autocamioanele cu două axe cu cabina deasupra motorului

(fig. 2, b) şi autobuzele fabricate pe baza lor:

G2 =(0,65…0,70) Gа, N (1.4)

- pentru autocamioanele cu două axe, cu cabina de asupra

motorului şi cu roţile singulare pe puntea din spate:

G2 =(0,55…0,60) Gа, N (1.5)

- pentru autocamioanele cu trei axe, cu roţile duble pe punţile din

spate (fig. 1.3):

G2 + G3 = (0,75…0,78) Gа, N (1.6)

- pentru autocamioanele cu trei axe, cu roţile singulare pe punţile

din spate:

G2 + G3 = (0,68…0,74) Gа, N (1.7)

- pentru autoturisme cu puntea din spate motoare şi autobuzele pe

baza lor:

G2 =(0,50…0,56) Gа, N (1.8)

- pentru autoturisme cu puntea din faţă motoare şi autobuzele pe

baza lor:

G1 = (0,51…0,56) Gа, N (1.9)

unde G1 – sarcina pe puntea din faţă a automobilului, N;

G2 – sarcina pe puntea din spate a automobilului cu două axe,

sau a automobilului cu trei axe la care axele din spate sunt unite în

cărucior, sau sarcina pe puntea din mijloc a automobilului cu trei

punţi, la care fiecare punte are suspensia sa, N;

G3 – sarcina pe puntea din spate a automobilului cu trei axe

la care fiecare punte are suspensia sa, N.

Greutatea totală a automobilului se determină cu relaţia:

g m G aa , N (1.10)

unde ma – masa automobilului, kg;

g – acceleraţia căderii libere, g = 9,81 m/s2.

La determinarea sarcinii pe axe este necesar de a lua în

consideraţie limitele impuse de legislaţia în vigoare în dependenţă

de categoria drumurilor. Dacă sarcina pe axă depăşeşte limita

admisibilă atunci este necesar de a monta încă o punte adăugătoare

de spijin (cu acţionare periodică sa permanentă), sau de a limita

capacitatea de încărcare a automobilului proiectat.

10

1.4. Determinarea coordonatelor centrului de greutate

La alegerea bazei automobilului L se orientează după

construcţiile automobilelor prototip existente.

Coordonatele centrului de greutate se determină cu relaţia:

- pentru automobilele cu două axe:

a2 GL/ G a , m (1.11)

- pentru automobilele cu trei axe:

a32 Gl)]/ (LGL[G a , m (1.12)

unde l – distanţa dintre axele din spate, m

Distanţa de la centrul de greutate până la puntea din spate se

determină cu relaţia:

aL b , m (1.13)

Înălţimea centrului de greutate se determină din condiţia:

- pentru autoturisme:

m 0,8),(0,7 hg (1.14)

- pentru autocamioane:

m 1,1),(0,9 hg (1.15)

În memoriul explicativ, pe o coală formatul A4, se desenează

la scară schema automobilului, unde se marchează centrul de

greutate cu coordonatele respective şi se indică toate forţele şi

reacţiile care acţionează asupra automobilului la mişcarea pe drum

orizontal.

1.5 Alegerea pneurilor şi determinarea razei de rulare a roţii

Pneurile automobilului se aleg reieşind din sarcina care

revine pe roţile celei mai solicitate punţi şi sarcina admisibilă a

pneului, care este indicată în caracteristica tehnică a tuturor

pneurilor de diferite tipuri şi dimensiuni. Constructiv pneurile se

împart în două grupe: diagonale şi radiale. Pneurile diagonale se

marchează cu două cifre corespunzător B – d (B – lăţimea

profilului pneului, d – diametrul jantei roţii). Pneurile radiale se

marchează cu trei cifre şi litera R. În acest caz prima cifră indică

lăţimea profilului pneului (B), a doua cifră – raportul dintre

11

înălţimea profilului pneului la lăţime în % (H), litera R – indică că

pneul este radial, a treia cifră – diametrul jantei roţii (d). Valoarea

dimensiunilor B şi d pot fi date cît în mm atât şi în ţoli.

Raza de rulare a roţii poate fi determinată cu relaţia:

B00085,0d0127,0rm , m (1.16)

unde d – diametrul jantei roţii, ţoli;

B – lăţimea profilului pneului, mm

1.6. Randamentul mecanic al transmisiei

Randamentul mecanic al transmisiei depinde de numărul şi

proprietăţile perechilor cinematice care transmit mişcarea de la

arborele cotit a motorului la roţile motoare. Valoarea

randamentului mecanic se alege după tabelul 1.3.

Tabelul 1.3

Valorile randamentului mecanic pentru diferite tipuri de

automobile

Tipul automobilului Formula

roţilor

Randamentul

transmisiei (ηt)

Autocamioanele şi autobuzele cu

transmisia principală simplă

Autocamioanele şi autobuzele cu

transmisia principală dublă

Autoturismele, microbuzele

4х2

4х2

4х4

6х4

6х6

4х2

0,90...0,92

0,86...0,88

0,82...0,84

0,82...0,84

0,78...0,80

0,92...0,94

1.7. Factorul aerodinamic al automobilului kF

Factorul aerodinamic caracterizează rezistenţa aerodinamică

specifică a automobilului. Cu cît factorul aerodinamic este mai mic

cu atât sunt mai mici pierderile de putere la învingerea rezistenţei

aerului. Factorul aerodinamic al automobilului proiectat se alege

din bibliografie. Factorul aerodinamic poate fi ales orientativ după

tabelul 1.4.

12

Tabelul 1.4 Valorile factorului aerodinamic în dependenţă

de tipul automobilului

Tipul automobilului kF, Ns2/m

2

Autoturismele de clasa: micro mică medie mare

Autocamioanele cu capacitatea de încărcare, t: pînă la 1,0 1,1…2,5 2,6…4,0 peste 4,0

Autobuzele de clasa medie şi mare

0,50…0, 60 0,60…0,70 0,75…0,78 0,85…0,95

1,2…1,5 1,6…2,0 2,1…2,8 2,9…3,5 2,9…3,6

Pentru automobilul proiectat se recomandă de a micşora factorul

aerodinamic cu 8…10% comparativ cu prototipul şi de a argumenta

măsurile propuse care vor asigura micşorarea factorului aerodinamic.

2. ELABORAREA SCHEMEI DE COMPUNERE A

AUTOMOBILULUI

Exemple de scheme de compunere sunt prezentate în

fig. 2.1, 2.2, 2.3.

Fig. 2.1. Schema de compunere a unui autoturism

13

Fig. 2.2. Schema de compunere a unui autotractor

Fig. 2.3. Schema de compunere a unui autocamion singular

Schema de compunere a automobilului reprezintă amplasarea reciprocă a elementelor de bază a automobilului – motorul,

14

transmisia, locul de lucru a conducătorului auto, salonul automobilului şi spaţiul pentru încărcătură.

Amplasarea motorului depinde de schema şi tipul transmisiei alese şi locul amplasării motorului. Motorul poate fi amplasat în partea din faţă sau în partea din spate a automobilului. La amplasarea din faţă, motorul poate fi aşezat atât longitudinal cît şi transversal. Aşezarea longitudinală a motorului se alege la amplasarea clasică (motorul în faţă – puntea din spate motoare). Amplasarea transversală a motorului se alege la automobilele cu puntea motoare din faţă, în acest caz compartimentul motor se măreşte.

La aşezarea motorului longitudinal în faţă, este necesar de a determina dimensiunile de gabarit a motorului şi compartimentului motor. Este important ca dimensiunile de gabarit ale motorului să permită amplasarea lui în compartimentul motor fără modificarea formei exterioare şi caroseriei automobilului şi înrăutăţirea calităţilor dinamice ale acestuia. Trebuie de prevăzut ca distanţa de la partea din spate a blocului motor până la peretele despărţitor al compartimentului motor să permită demontarea chiulasei fără demontarea motorului de pe automobil, ca tunelul arborelui cardanic să nu fie prea înalt, ca axa arborelui cotit a motorului să fie înclinată cu 5…7

0. Poziţia motorului pe desen se redă prin

punctul de intersecţie a axei arborelui cotit cu planul părţii frontale a blocului motor şi unghiul de înclinare al arborelui cotit.

La amplasarea transversală a motorului este necesar de a prevedea posibilitatea de montare a acestuia în compartimentul motor după dimensiunile de gabarit şi aşezarea radiatorului şi ventilatorului sub capotă în zona fluxului de aer maxim.

Transmisia automobilului se alege în dependenţă de schema de compunere a automobilului şi formula roţilor. Se atrage atenţie la amplasarea transmisiei cardanice, care trebuie să asigure un unghi variabil minim între arborii transmisiei cardanice. Lungimea şi construcţia transmisiei cardanice se determină prin capacitatea construcţiei alese de a asigura turaţiile critice fără distrugerea transmisiei, agregatele transmisiei sunt amplasate în aşa mod, ca lungimea transmisiei cardanice să fie minimă şi să asigure legătura rigidă dintre ambreiaj şi cutia de viteză.

15

Ergonomicitatea locului de muncă a şoferului şi salonului automobilului.

Locul de muncă a şoferului trebuie să asigure o vizibilitate bună a condiţiilor rutiere, aparatajului de control, comoditate în folosirea organelor de conducere a automobilului şi un lucru efectiv a şoferului pe parcursul întregii zile de lucru fără supraoboseală.

Poziţionarea scaunului conducătorului auto pentru autocamioane şi autoturisme se determină cu dimensiunile din fig. 2.4 şi tabelul 2.1.

Fig. 2.4. Poziţia scaunului şoferului

Tabelul 2.1

Dimensiunile poziţionării scaunului conducătorului auto

Tipul

automobilului

Înălţimea

scaunului

A, mm

Distanţa de

la volan

până la

scaun, mm

Înclinarea

scaunului

α, grade

Înclinarea

spetezei

scaunului

β, grade

Autoturism de

clasa:

mică

medie

mare

Autocamion

300…340

340…380

≤ 420

350…450

180…200

180…200

180…200

> 180

8

8

8

7

104

104

104

97 ± 2

16

Dimensiunile cabinei (caroseriei) trebuie să asigure

comoditatea conducătorului auto să-şi îndeplinească funcţiile.

Lăţimea interioară a cabinei autocamionului trebuie să fie minim

750 mm cu un loc şi 1250 mm cu două locuri. Înălţimea interioară

a cabinei autocamionului modern trebuie să asigure posibilitatea

şoferului de o înălţime medie (1715 mm) de a sta în picioare, cu

respectarea distanţei de 100...135 mm dintre cap şi căptuşeala

interioară a cabinei. Grosimea acoperişului constituie 20...40 mm.

La amplasarea pasagerilor pe scaunele din spate, trebuie de

asigurat distanţa dintre picioarele pasagerului şi linia de contur al

scaunului din faţă.

Eforturile maxime (N), depuse la organele de dirijare a

automobilului constituie:

- volan 60

- pedala de frână 700

- pedala ambreiajului 150

- maneta frânei de mână 400

- maneta cutiei de viteze 60

Pentru automobilele echipate cu amplificatoare de frână şi de

direcţie, trebuie de a avea posibilitatea de a dirija cu automobilul

în cazul refuzului acestora.

Dimensiunile salonului pentru pasageri se determină din

condiţiile aşezării comode a pasagerilor, conform cerinţelor

antropologice, asigurării unei microclime satisfăcătoare şi

condiţiilor de confort minime la deplasări la distanţe mari.

Dimensiunile platformei se aleg în dependenţă de clasa

încărcăturii, pentru care se proiectează automobilul, necesitatea de

amplasare a volumului mărfii (greutăţii), capacitatea de încărcare

în limitele dimensiunilor de gabarit a platformei şi dimensiunile de

gabarit limitate.

17

3. CALCULUL DE TRACŢIUNE A AUTOMOBILULUI

PROIECTAT

3.1. Determinarea puterii efective şi trasarea caracteristicii

exterioare de turaţii a motorului

Pentru determinarea puterii efective necesare a motorului

folosim ecuaţia bilanţului de putere a automobilului. Reieşind din

datele iniţiale ale proiectului de an şi anume viteza maximă şi

capacitatea de încărcare a automobilului. Reieşind din faptul că în

datele iniţiale sunt date numai viteza maximă a automobilului şi

capacitatea de încărcare, atunci determinarea puterii maxime,

pentru asigurarea acestor condiţii a automobilului proiectat, poate

fi din condiţia asigurării vitezei maxime la capacitatea de încărcare

nominală.

Puterea efectivă a motorului poate fi determinată cu relaţia:

3

maxmaxva

tr

ev VkFVfG1000

1P (3.1)

unde evP - puterea motorului corespunzătoare vitezei maximale a

automobilului, kW;

vf - coeficientul de rezistenţă la rulare la mişcarea cu viteză

maximă;

maxV - viteza maximă (de proiectare) a automobilului, m/s.

Dacă maxV este mai mică de 20...22 m/s, valoare

coeficientului 035,0025,0fv pentru a învinge suprasarcinile de

scurtă durată la mişcarea automobilului pe treapta directă.

La viteze maxime mai mari de cele menţionată coeficientul

de rezistenţă la rulare se determină cu relaţia:

)20000/V131(ff2

a0v (3.2)

unde 0f - coeficientul de rezistenţă la rulare la mişcarea cu viteză

maximă mai mică de 20...22 m/s;

aV - viteza automobilului, m/s.

18

Puterea determinată cu relaţia (3.1), corespunde vitezei

unghiulare a motorului ωv, la care automobilul se va mişca cu

viteza maximă. La motoarele diesel (MAC) viteza unghiulară

arborelui cotit a motorului se limitează de limitator, în acest caz ωP

= ωv = ωreg (ωreg - viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit la

reacţionarea limitatorului; ωP - viteza unghiulară de rotaţie a

arborului cotit la puterea maximă), atunci:

regvmax P P P , kW (3.3)

unde Pmax – puterea maximă a motorului, kW:

- pentru MAC a autocamioanelor ωP = ωv = 220…260 s-1

.

- pentru MAS a autoturismelor şi microbuzelor Pmax = 1,1 Pv;

ωP = 440…550 s-1

.

ωv = (1,15…1,20) ωP (3.4)

Puterea maximă Pmax şi viteza unghiulară a arborelui cotit

care corespunde puterii maxime ωP pentru MAS a autocamioanelor

se limitează pentru a mări durabilitatea motorului. Pentru astfel de

motoare:

maxv lim P P P ; (3.5)

maxv lim ; (3.6)

unde Plim – puterea maximă a motorului cu limitatorul de turaţie a

arborelui cotit, kW;

lim – viteza unghiulară a arborelui cotit a motorului care

corespunde Plim, s-1

, pentru proiectare lim = 310...330 s-1

. Tipul motorului se alege reieşind din puterea maximă,

destinaţia automobilului, condiţiile de exploatare impuse de

sarcina proiectului de an.

Prioritate se dă motoarelor Diesel cunoscute ca cele mai

econome.

Caracteristica de turaţie a motorului la sarcina totală

reprezintă variaţia puterii efective Pe, a momentului motor efectiv

Me şi a consumului specific de combustibil ge în funcţie de variaţia

vitezei unghiulare arborelui cotit a motorului la deschiderea totală

a clapetei de acceleraţie sau la acţionarea totală a cremalierei

pompei de injecţie.

Aceşti parametri pot fi calculaţi cu ajutorul relaţiilor:

19

3

p

e

2

p

e

p

emaxe cbaPP , kW (3.7)

e

ee

P1000M , Nm (3.8)

2

p

e1

p

e11pe cbagg , g/kWh (3.9)

unde ωе – valorile curente ale vitezei unghiulare ale arborelui cotit,

s-1

;

а, в, c, а1, в1, с1 – coeficienţii experimentali, se aleg din

tabelul 3.1;

gP – consumul specific de combustibil la puterea maximă,

g/kWh, pentru MAS ge=330…360 g/kWh, pentru MAC

ge=220…240 g/kWh

Pentru MAS a autocamioanelor se aleg 6...7 valori ale ωе în

limitele de la viteza unghiulară minimă ωmin până la viteza

unghiulară maximă a arborelui cotit ωmax = ωP.

Pentru MAS a autoturismelor şi autobuzelor se aleg 7...8

valori ale ωе de la ωmin = 80 s-1

pînă la ωmax = (1,15…1,20) ωP.

Valorile alese trebuie să conţină si ωP.

Tabelul 3.1

Valorile coeficienţilor а, в, c, а1, в1, с1

pentru diferite tipuri de motoare

Tipul

motorului

Coeficienţii

a b c a1 b1 c1

MAS 1,0 1,0 1,0 1,20 1,0 0,8

MAC 0,87 1,13 1,0 1,55 1,55 1,0

Rezultatele calculului sunt prezentate în tabelul 3.2.

20

Tabelul 3.2

Parametri caracteristicii de turaţii

ωе, s-1

ωmin ωmax

ωе/ωР

Pe, kW

Ме, N m

ge, g/kW h

Datele iniţiale pentru calculul caracteristicii de turaţie a

motorului cu ardere internă (MAI) la calculator sunt date în anexa 4.

Caracteristica de turaţie se trasează pe o coală formatul A4 şi

se anexează în memoriul explicativ. Exemplele de caracteristici de

turaţie a MAI sunt date în fig. 3.1.

a) b) c)

Fig. 3.1. Caracteristicile de turaţie a MAI: a) – MAS a autoturismului şi autobuzelor;

b) – MAS a autocamioanelor; c) – MAC, ∆ω = 8…12 s- 1

– diapazonul de sensibilitate

redusă a reglatorului (limitatorului).

21

3.2. Determinarea numărului de trepte şi rapoartele de

transmitere ale transmisiei

Raportul de transmitere minim umin este determinat din

condiţia obţinerii vitezei maxime de înaintare a automobilului

Vmax, m/s.

max

maxmmin

V

ru (3.10)

unde max - viteza unghiulară maximă a arborelui cotit, s-1

;

rm – raza de rulare a roţii, m.

0minrdmincmin uuuu (3.11)

unde ucmin – raportul de transmitere minimal al cutiei de viteze;

urdmin – raportul de transmitere minimal al reductorului

distribuitor sau al divizorului;

u0 – raportul de transmitere al transmisiei principale.

Pentru autocamioanele cu MAS ultima treaptă se alege

directă, 0,1umin , pentru autocamioane cu MAC 0,166,0umin ,

dacă pe automobil se montează o cutie de viteză cu divizor sau

demultiplicator, atunci 82,071,0umin . Cutiile de viteze ale

autoturismelor cu puntea din spate motoare, ca regulă, au raportul

de transmitere al ultimii trepte a cutiei de viteze egal cu 1,0.

Autoturismele cu puntea din faţă motoare au raportul ultimii trepte

a cutiei de viteze 95,073,0umin . Pentru autobuzele urbane şi

suburbane ,0,1umin cele interurbane 78,072,0umin .

Raportul minim la reductoarelor distribuitoare a

autocamioanelor moderne tot – teren este în intervalul

30,1917,0u minrd .

După alegerea mincu şi

minrdu se determină raportul de

transmitere a transmisiei principale 0u .

minrdminc

min0

uu

uu (3.12)

22

Raportul de transmitere maximal al transmisiei umax se

determină din condiţia învingerii de către automobil a rezistenţei

rutiere maxime.

trmaxe

mamaxmax

M

rGu (3.13)

unde max – coeficientul de rezistenţă rutier maxim;

Memax – momentul motor maximal determinat din

caracteristica exterioară de turaţie a motorului, Nm.

În calcule se iau următoarele valori ale max : pentru

autoturisme, autocamioane de magistrală şi autobuze interurbane

35,030,0max ; pentru celelalte autocamioane şi autobuze

45,035,0max ; pentru automobilele tot-teren 65,055,0max

Valoarea lui max calculată se verifică la posibilitatea

realizării forţei maxime de tracţiune a automobilului din condiţia

de aderenţă a roţilor cu drumul:

tremax

madmax

M

rGu (3.14)

unde - coeficientul de aderenţă a roţilor cu drumul (pentru

calculul de tracţiune a rapoartelor de transmitere al transmisiei );

Gad- greutatea de aderenţă, N.

Pentru automobilele cu tracţiunea pe spate cu formula roţilor

4x2 greutatea de aderenţă se determină cu relaţia:

22ad GmG (3.15)

unde m2 = 1,2 – coeficientul de redistribuire a sarcinii pe puntea

din spate motoare;

G2 – sarcina pe puntea din spate, N.

Pentru automobilele cu tracţiunea pe spate cu formula roţilor

6x4 greutatea de aderenţă se determină cu relaţia:

322ad GGmG (3.16)

unde m2 = 1,2 – coeficientul de redistribuire a sarcinii pe punţile

din spate motoare;

G2 – sarcina pe puntea din mijloc, N;

G3 – sarcina pe puntea din spate, N.

23

Pentru automobilele tot-teren GG ad .

Dacă condiţia (3.14) se respectă atunci umax calculat se

foloseşte pentru calculele posterioare, dacă nu, atunci se corectează

valoarea lui max până la îndeplinirea condiţiei (3.14).

Raportul de transmitere maximal al transmisiei umax poate fi

determinat cu relaţia:

0maxrd1cmax uuuu (3.17)

unde uc1 – raportul de transmitere al primei trepte a cutiei de

viteze;

urdmax – raportul de transmitere maximal al reductorului

distribuitor (pentru automobilele tot-teren urdmax = 1,31 – 2,28).

Dacă reductorul distribuitor lipseşte urdmax = 1,0;

u0 – raportul de transmitere al transmisiei principale.

Folosind relaţia de mai sus poate fi determinat raportul de

transmitere a primei trepte a cutiei de viteze:

maxrd0

max1c

uu

uu (3.18)

Numărul de trepte a cutiei de viteze se determină reieşind din

faptul că raportul de transmitere al treptelor cutiei de viteze se

distribuie după legea progresiei geometrice

qlg

ulgulgn 1cminc (3.19)

unde q – raţia progresiei geometrice ( maxM /q ; M – viteza

unghiulară a arborelui cotit a motorului la momentul motor maxim

Mmax).

Dacă ultima treaptă a cutiei de viteză este directă, atunci

rapoartele de transmitere intermediare a cutiei de viteze pot fi

determinate cu relaţia:

1n jn

1ccj uu (3.20)

unde j – numărul treptei intermediare;

n – numărul total de trepte de mers înainte a cutiei de viteze.

24

Dacă ultima treaptă a cutiei de viteză este accelerată, iar

penultima directă, atunci rapoartele de transmitere intermediare a

cutiei de viteze pot fi determinate cu relaţia:

2n 1jn

1ccj uu (3.21)

Calculul rapoartelor de transmitere a transmisiei poate fi

efectuat cu ajutorul calculatorului. Datele iniţiale pentru

determinarea rapoartelor de transmitere a transmisiei cu ajutorul

calculatorului sunt prezentate în anexa 5.

Rapoartele de transmitere a cutiei de viteze calculate după

legea distribuirii geometrice asigură o intensitate maximă a

accelerării, dar puterea realizată pentru fiecare treaptă este aceiaşi

şi nu depăşeşte 75% de la puterea nominală a motorului. Astfel de

cutie de viteză duc la un consum de combustibil sporit. Pentru a

micşora consumul de combustibil, la treptele mai des utilizate, este

necesar de a efectua corectarea rapoartelor de transmitere ale

treptelor intermediare ale cutiei de viteze,

Pentru corectarea rapoartelor de transmitere poate fi folosită

metoda grafoanalitică. La baza acestei metode stă dependenţa

grafică a folosirii puterii motorului (în %) de rezistenţă sumară

specifică la mişcarea automobilului pe diferite trepte ale cutiei de

viteze. Această dependenţă reiese din relaţia:

c

ce

uKP (3.22)

unde K – coeficientul constant, care poate fi determinat cu relaţia

de mai jos;

c – rezistenţa sumară specifică la mişcarea automobilului pe

drum cu coeficientul de rezistenţă al drumului ψ indicat.

tr0mea u1000/)r G (K (3.23)

Pe grafic (fig. 3.2) se trasează iniţial liniile Pe = f (γc) pentru

prima uc1 şi ultima treaptă ucn, a cutiei de viteze, calculând în

prealabil valorile rezistenţelor sumare specifice pentru aceste

trepte la folosirea a 100% din puterea motorului:

25

ma

1c0trP1c

rG

uuM; (3.24)

ma

cn0trPcn

rG

uuM (3.25)

unde Mp – momentul motor corespunzător puterii maxime a

motorului, Nm.

Fig. 3.2. Diagrama folosirii puterii motorului pe fiecare treaptă (% folosirii puterii pe trepte pentru cutia de viteze cu 5 trepte: Itr – 30%,

IItr – 80%, IIItr – 90%, IVtr – 75% (directă), Vtr – 85%)

Dacă ultima treaptă a cutiei de viteze este accelerată, atunci

este necesar de a determina valoarea γcn pentru treapta directă:

ma

0trPcn

rG

uM (3.26)

Poziţia dreptelor de folosire a puterii Pe ,%, pentru treptele

intermediare sunt determinate de necesitatea asigurării eficienţei

maxime la folosirea acelor trepte, la care durata de funcţionare este

mult mai îndelungată (vezi tab. 3.3). Puterea minimă realizată

pentru treapta întâi se recomandă de a o alege în limitele

30…50%, iar la penultima treaptă - 70…80 %. Se ţine cont de

faptul că pe treapta directă folosirea puterii este de 75%.

Valorile numerice ale γсn, la folosirea a 100% din putere, se

determină din grafic (fig. 3.2)

26

Tabelul 3.3 Timpul de funcţionare a diferitor tipuri de automobile

pe treptele cutiei de viteze

Tipul automobilului şi condiţiile rutiere

Timpul de funcţionare a automobilului pe trepte în % din timpul total

I II III IV V După inerţie

Autoturisme: în oraş după oraş pe drumuri bune

0,5 1,0 0,5

3,5 8,0 2,5

26 73 12

40 -

45

- -

25

30 18 15

Autocamioane: în oraş după oraş pe drumuri rele

1,0 1,0 5,0

8,0 4,0

15,0

25,0 20,0 30,0

37,0 40,0 30,0

15,0 25,0 20,5

14,0 10,0

-

Autocamioanele tot-teren pe drumuri rele

5,0 25,0 45,0 25,0 - -

După determinarea rezistenţelor sumare specifice γс pentru

fiecare treaptă a cutiei de viteze cu % stabilit de folosire a puterii

motorului, se calculă rapoartele de transmitere corectate a treptelor

intermediare cu relaţiile:

;/uu 1c2c1c2c ;.../uu 1c3c1c3c (3.27)

Rapoartele de transmitere obţinute prin corectare se

analizează şi se compară cu acelea obţinute după relaţiile (3.20) şi

(3.21)

4. CALITĂŢILE TEHNICE DE EXPLOATARE ALE

AUTOMOBILULUI

4.1. Calităţile dinamice şi de tracţiune ale automobilului

Calităţile dinamice şi de tracţiune a automobilului se

apreciază după caracteristica dinamică, caracteristica de tracţiune,

graficul acceleraţiilor şi caracteristicii de demaraj a automobilului.

Factorul dinamic al automobilului se determină cu relaţia:

a

wm

G

FFD (4.1)

unde Fm – forţa de tracţiune, N;

27

Fw – forţa de rezistenţă a aerului, N.

Forţa de tracţiune la roţile motoare se determină cu relaţia:

m

tr0rdcem

r

uuuMF (4.2)

unde Me – momentul motor efectiv, Nm.

Forţa de rezistenţă a aerului se determină cu relaţia 2

aw VkFF (4.3)

unde kF – factorul aerodinamic (k – coeficientul aerodinamic

Ns2/m

4, F - suprafaţa secţiunii transversale a automobilului,

perpendiculară pe direcţia de deplasare, m2);

Va – viteza automobilului, m/s.

Viteza de deplasare a automobilului se determină cu relaţia:

0rdc

mea

uuu

rV (4.4)

Acceleraţia automobilului se determină cu relaţia :

)u04,004,1(

81,9)fD(

dt

dVj

c

v (4.5)

Valorile lui D, Fm, j şi V se calculează pentru fiecare treaptă

şi fiecare valoare a vitezei unghiulare a arborelui cotit a motorului

date în tabelul 3.2 şi se înscriu în tabelul 4.1. Datele iniţiale pentru

calculul la calculator sunt date în anexa 6.

Tabelul 4.1

Rezultatele calculului vitezei automobilului, factorului dinamic,

forţei de tracţiune şi a acceleraţiei automobilului

Treapta Parametrii Valorile numerice

ωе, s-1

Prima

treaptă

V, m/s

D

j, m/s2

Fm, kN

Treapta

a doua,

etc.

28

Fig. 4.1. Caracteristica de tracţiune, dinamică şi graficul

acceleraţilor automobilului

Datele iniţiale pentru interpretarea grafică a caracteristicii de

demarare a automobilului pot fi obţinute, prin metoda grafo-

analitică din graful acceleraţiilor automobilului. Pentru aceasta

fiecare curbă a graficului acceleraţiilor se împarte în cinci-şase

intervale pe porţiunea căruia curba se înlocuieşte cu linie dreaptă.

Hotarele intervalelor de viteză şi acceleraţie se marchează

respectiv V1, j1; V2, j2;…Vn, jn. Timpul ∆τi şi distanţa de demarare

∆Ѕi pentru fiecare interval se determină cu relaţiile:

∆τi = 2 (Vi+1–Vi)/(ji+1+ji) (4.6)

∆Ѕi = (Vi+Vi+1)∆τi/2 (4.7)

Datele obţinute se înscriu în tabelul 4.2.

Tabelul 4.2

Rezultatele calculului caracteristicii de viteză a automobilului

Indicii Intervalele de viteză

1 2 3 n.

Viteza la finele intervalului Vi+1, m/s

Acceleraţia la finele intervalului ji, m/s2

Timpul de demarare pe interval ∆τi, s

Timpul sumar de demarare τ, s

Distanţa de demarare pe interval ∆Ѕi, m

Distanţa sumară de demarare Ѕ, m

Folosind tabelul de mai sus se determină distanţa şi timpul sumar de demarare a automobilului până la vitezele care corespund sfârşitului fiecărui interval. Totodată se ţine cont de:

29

τ1 = ∆τ1; τ2 = ∆τ1 + ∆τ2; τ3 = τ2 + ∆τ3; …τn = τn-1 + ∆τn (4.8) Ѕ1 = ∆Ѕ1; Ѕ2 = ∆Ѕ1 + ∆Ѕ2; Ѕ3 = Ѕ2 + ∆Ѕ3; …Ѕn = Ѕn-1 + ∆Ѕn (4.9)

Pe baza datelor obţinute se construieşte caracteristica de demarare a automobilului (fig. 4.2)

Fig. 4.2. Caracteristica de demarare a automobilului

pentru ψ = 0,02

4.2. Paşaportul dinamic al automobilului

Pentru aprecierea capacităţilor de tracţiune a automobilului trebuie de apreciat posibilitatea automobilului de a se deplasa în dependenţă de încărcarea acestuia, faţă de capacitatea nominală de încărcare, şi capacitatea de aderenţă a roţilor motoare cu drumul. Această posibilitate ne dă desenând şi utilizând paşaportul dinamic al automobilului.

Paşaportul dinamic al automobilului reprezintă în ansamblu curbele caracteristicii dinamice, nomograma de sarcină şi graficul de control la alunecare (fig. 4.3).

Fig. 4.3. Paşaportul dinamic al automobilului

30

Calculul factorului dinamic sa efectuat mai sus, de asemenea

în fig. 4.1 este prezentată caracteristica dinamică a automobilului.

La trasarea caracteristicii dinamice se consideră că

automobilul este încărcat nominal, iar factorul dinamic ce

corespunde acestei capacităţi de încărcare se notează prin D100.

Factorul dinamic pentru automobilul descărcat se notează prin D0,

iar pentru automobilul supraîncărcat cu 50% din capacitatea

nominală de încărcare se notează prin D150.

Pentru trasarea nomogramei de sarcină este necesar de a

determina scările a100, a0 şi a150 pentru factorul dinamic egal cu 0,1

corespunzător pentru sarcina nominală H100, automobilul descărcat

H0 şi automobilul supraîncărcat cu 50% - H150. Scara a100 se alege

în dependenţă de desen. Pentru formatul A3 se recomandă scara

a100 = 30…40 mm. Scara a0 şi a150 pot fi determinate în dependenţă

de a100 cu relaţiile:

,G

Ga

a

00 mm (4.10)

,G

Ga

a

150150 mm (4.11)

unde G0 – greutatea propriu zisă a automobilului, N;

Ga – greutatea totală a automobilului, N;

G150 – greutatea automobilului supraîncărcat cu 50% de la

capacitatea nominală de încărcare, N.

t0150 G5,1GG (4.12)

unde Gt – capacitatea de încărcare nominală a automobilului, N.

Depunând corespunzător valorile a100, a0 şi a150 pe axele D100,

D0 şi D150 şi unindu-le cu liniile aceleaşi valori ale a0 - a100 şi a100 -

a150 primim nomograma de sarcină.

Pentru realizarea complectă a factorului dinamic este necesar

ca acesta să nu depăşească factorul dinamic prin aderenţă, adică să

se îndeplinească condiţia:

DDmax (4.13)

unde D - factorul dinamic prin aderenţă.

Pentru automobilele tot-teren:

31

Dφ = φ (4.14)

pentru celelalte automobile:

Dφ = Kφ φ (4.15)

a

)2(1

G

GK (4.16)

unde Кφ – coeficientul de folosire a greutăţii de aderenţă a

automobilului;

G1(2) – greutatea care revine pe puntea motoare corespunzător

faţă sau spate, N;

φ – coeficientul de aderenţă a roţilor automobilului cu

drumul.

Pentru rezolvarea grafică a inegalităţii se trasează graficele

de control la alunecare. Scara factorului dinamic după aderenţă

pentru coeficientul de aderenţă =0,1 se determină cu relaţiile:

- pentru automobilul descărcat:

0

)2(01

00G

Gab , mm (4.17)

- pentru automobilul încărcat la 100%:

a

)2(1

100100G

Gab , mm (4.18)

- pentru automobilul supraîncărcat cu 50% de la capacitatea

nominală de încărcare:

150

)2(150

150150G

Gab , mm (4.19)

unde G01(2) – greutatea care revine pe puntea motoare

corespunzător faţă sau spate pentru automobilul descărcat, N;

G1(2) – greutatea care revine pe puntea motoare corespunzător

faţă sau spate pentru automobilul încărcat nominal, N;

G150 (2) – greutatea care revine pe puntea motoare

corespunzător faţă sau spate pentru automobilului supraîncărcat cu

50% de la greutatea nominală, N.

t02)2(150 G5,1GG (4.20)

32

Depunând corespunzător valorile scărilor calculate b0, b100 şi

b150 pe axele D100, D0 şi D150 şi unindu-le cu liniile întrerupte aceleaşi

valori ale b0 - b100 şi b100 - b150 primim graficul de control la alunecare.

Consecutiv depunând în sus pe axele D100, D0 şi D150 valorile b0, b100

şi b150.şi unindu-le cu linii întrerupte obţinem graficul de control la

alunecare pentru coeficienţii de aderenţă φ = 0,2; 0,3; … 0,7.

4.3. Calităţile automobilului la frânare

Indicii principali care caracterizează calităţile dinamice ale

automobilului la frânare sunt decelerarea jτ şi distanţa de frânare Ѕτ.

Decelerarea la frânarea automobilului se determină cu

relaţia:

gsinfcosj (4.21)

unde φ = 0,7 – coeficientul de aderenţă a roţilor automobilului cu

drumul;

α = 0; f = 0,02 – coeficientul de rezistenţă la rulare;

g = 9,81 m/s2 – acceleraţia căderii libere.

Distanţa de frânare a automobilului se determină cu relaţia:

sinfcosg2

VKS

2

ae , m (4.22)

unde Va – viteza automobilului, m/s, în calcule se ea: Va = 16,7

m/s – pentru autocamioane şi autobuze, Va = 22,2 m/s – pentru

autoturisme.

Distanţa de oprire a automobilului se determină cu relaţia:

SKt5,0ttVS edas0 , m (4.23)

unde ts = 0,8 s – timpul de reacţie a şoferului;

ta - timpul de acţionare a mecanismului de frânare, s (ta = 0,2 s –

pentru acţionarea hidraulică, ta = 0,6 s - pentru acţionarea pneumatică);

td = 0,5 s – timpul sporirii deceleraţiei, s;

Ke – coeficientul eficacităţii sistemului de frânare (Ke = 1,2 –

pentru autoturisme, Ke = 1,4 – pentru autocamioane).

33

Valorile obţinute, a parametrilor sistemului de frânare,

trebuie comparate cu cerinţele GOST 25478 – 82 “Autocamioane

şi autoturisme, autobuze, autotrenuri. Cerinţe de securitate faţă de

starea tehnică. Metodele de determinare.” şi Regulamentul nr. 13 a

ECE-ONU „Frânarea”, şi de a da concluzia corespunderii valorilor

jτ şi Ѕτ cerinţelor actelor normative.

4.4. Stabilitatea automobilului

Stabilitatea automobilului proiectat se apreciază după

vitezele critice la răsturnare şi derapare.

Viteza critică la răsturnare a automobilului pe un drum

orizontal se determină cu relaţia:

g

.r.ch2

RBgV (4.24)

unde R – raza virajului, m;

B – ecartamentul mediu, В=(В1+В2)/2, В1, В2 – ecartamentul

roţilor faţă şi spate, m;

hg – înălţimea centrului de greutate al automobilului, m.

Viteza critică la alunecare a automobilului pe un drum

orizontal se determină cu relaţia:

RgV .a.c (4.25)

Pentru determinarea parametrilor stabilităţii automobilului

este necesar de a alege 5...7 valori ale razei de viraj a

automobilului în limitele 20...100 m şi de a efectuat calculul Vc.r. şi

Vc.a. la valoarea lui hg după proiect şi coeficientul de aderenţă

φ = 0,7. Pe baza calculelor efectuate se construiesc graficele

dependenţei vitezei critice automobilului de raza de viraj.

34

Fig. 4.4. Dependenţa vitezelor critice de mişcare a automobilului

de raza de viraj (Vc.r. – viteza critică la răsturnare; Vc.a. – viteza critică la alunecare)

Viteza critică de răsturnare a automobilului în viraj se


tg2

Bh

tgh2

BRgV

g

gV

.r.c (4.26)

Viteza critică de alunecare a automobilului în viraj se


tg1

)tg(RgVV

.a.c (4.27)

unde β = 40

– unghiul de înclinare transversal al drumului.

Alegând 5...7 valori ale razei de viraj a automobilului în

limitele 20...100 m de determinat V

.r.cV şi V

.a.cV şi de construit

graficele dependenţei vitezelor critice ale automobilului în viraj de

raza de viraj (fig. 4.4).

4.5. Maniabilitatea automobilului

Maniabilitatea sau capacitatea de viraj a automobilului poate

fi indiferentă, excesivă sau insuficientă. Aceste proprietăţi pot fi

apreciate comparând capacitatea de viraj a automobilului cu roţi

elastice cu capacitatea de viraj a automobilului cu roţi rigide. Dacă

raza de viraj a automobilului cu roţi elastice şi raza de viraj a

automobilului cu roţi rigide este în dependenţă:

35

Re > R – capacitatea de viraj este insuficientă;

Re < R – capacitatea de viraj este excesivă (4.28)

Re = R – capacitatea de viraj este indiferentă.

Condiţia necesară este ca capacitatea de viraj să fie

insuficientă sau indiferentă.

Raza de viraj efectivă a automobilului cu roţi elastice se


21

etgtg

LR (4.29)

unde = 200 – unghiul mediu de bracare a roţilor de direcţie;

δ1, δ2 - unghiurile de deviere laterală a roţilor axei faţă şi

spate. Aceste unghiuri la rândul său pot fi determinate cu relaţiile:

1d

11

K

F,

2d

22

K

F (4.30)

unde F 1, F 2 – forţele transversale care acţionează asupra roţilor

axelor faţă şi spate, N;

Kd1, Kd2 – unghiurile sumare de deviere laterală a axelor

faţă şi spate a automobilului, N/grad;

Kd1 = n1 Kd1, Kd2 = n2 Kd2 (n1 – numărul de roţi a punţii

faţă, n2 - numărul de roţi a punţii spate). Pentru roţile

autoturismelor Кd=500…1000 N/grad; pentru roţile

autocamioanelor Кd=800…1500 N/grad.

Limitele de alunecare când roţile se rostogolesc fără

alunecare pot fi determinate din condiţiile:

;F4,0F 11 ;F4,0F 22 (4.31)

unde Fφ1 = φ G1 şi Fφ2 = φ G2 – forţele de aderenţă ale roţilor

punţilor faţă şi spate cu drumul;

Pentru roţile rigide raza de viraj poate fi determinată cu

relaţia:

tg

LR (4.32)

36

Din condiţiile (4.28) şi în rezultatul calculelor după relaţia

(4.29) se fac concluzi privind maniabilitatea automobilului

(insuficientă, excesivă sau indiferentă).

Dacă capacitatea de viraj este excesivă, atunci viteza critică

se determină din condiţia devierii laterale ale roţilor (R → 0)

1d

1

2d

2.v.cr

K

G

K

G

gLV (4.33)

Luând în consideraţie că Vcr trebuie să fie cu 20…30% mai

mare ca viteza maximă a automobilului, se face concluzia privind

posibilitatea de exploatare a automobilului proiectat.

La mişcarea automobilului poate apărea condiţia de derapare

a automobilului în viraj la întoarcerea roţilor de direcţie la unghiul

Θ, grade. Viteza critică, de apariţie a procesului de derapare a

automobilului în viraj, poate fi determinată cu relaţia:

cosgLftg

fV

22

.d.cr (4.34)

unde – unghiul mediu de bracare a roţilor de direcţie, grade.

Fig. 4.5. Graficul dependenţei vitezei critice a automobilului

de unghiul de bracare a roţilor de direcţie

din condiţia capacităţii de viraj

Se determină vitezele critice ale capacităţii de viraj pentru

Θ = 5 - 400

(cu pasul 5), şi se construieşte graficul dependenţei

vitezei critice de unghiul de bracare a roţilor de direcţie (fig. 4.5).

37

4.6. Mersul lin

Indicii de bază care caracterizează mersul lin al automobilului sunt frecvenţa oscilaţiilor libere a maselor amortizate şi neamortizate, acceleraţia şi viteza de schimbare a acceleraţiei maselor amortizate la oscilarea automobilului.

Masele amortizate efectuează oscilaţii de frecvenţă joasă cu frecvenţa, Hz:

st

jf

g

2

1 (4.35)

unde fst – săgeata statică a arcului; fst = 0,15…0,25 m – pentru

autoturisme; fst = 0,08…0,13 m – pentru autocamioane şi

autobuzele urbane; fst = 0,12…0,18 m – pentru autobuzele

interurbane. Valoarea mai mică se ia pentru suspensia spate, mai

mare – pentru suspensia faţă.

Mersul lin se consideră satisfăcător dacă: νj = 0,8…1,3 Hz -

pentru autoturisme, νj = 1,3…1,8 Hz - pentru autocamioane şi

autobuzele urbane, νj = 0,70…1,35 Hz - pentru autobuzele

interurbane.

Pentru automobilul proiectat se determină valoarea lui νj şi se

compară rezultatul obţinut cu valorile de mai sus.

Masele neamortizate a punţilor efectuează oscilaţii de

frecvenţă înaltă, cauzate de rigiditatea pneurilor, cu frecvenţa, Hz:

p

p

im

C

2

1 (4.36)

unde ∑Сp – rigiditatea sumară a pneurilor, N/m;

mp – masa punţii, kg.

Dacă datele ce privesc rigiditatea pneurilor lipsesc, atunci

frecvenţa oscilaţiilor de frecvenţă înaltă se ia în limitele

νi = 6,7…8,5 Hz (valoarea mai mică - pentru suspensia faţă, mai

mare – pentru suspensia spate).

În afara oscilaţiilor libere automobilul efectuează oscilaţii

forţate cu frecvenţa, Hz:

S

Vf (4.37)

38

unde V – viteza automobilului, m/s;

S – lungimea de undă a neregularităţilor drumului, m (în

calcule se ea S = 0,5…5,0 m).

La viteza de mişcare a automobilului de la 0 până la 60 km/h

este posibilă rezonanţa oscilaţiilor cât a maselor amortizate

(νj = νf – rezonanţa de frecvenţă joasă), atât şi a maselor

neamortizate (νi = νf – rezonanţa de frecvenţă înaltă).

V, m/s

S

Vr

10

20

30

Vr2

Vr1

Vr2

Vr1

1 2 3 4 S, m

Fig. 4.6. Dependenţa vitezelor de rezonanţă a automobilului

de lungimea neregularităţilor drumului

Viteza la care poate apărea efectul de rezonanţă poate fi

determinată cu relaţia:

SV )i(jr (4.38)

La efectuarea calculelor intervalul neregularităţilor drumului

se stabileşte S →(0…4 m). Conform relaţiei (4.38) se stabilesc

coordonatele punctelor, prin care trec dreptele, care determină

vitezele de mişcare Vr şi/

rV la care apare efectul de rezonanţă de

frecvenţă joasă şi înaltă. Cu ajutorul dependenţilor din fig. 4.4 se

determină vitezele de rezonanţă la lungimea de undă a

neregularităţilor S = 0,3 m şi S = 3 m. Apoi se determină vitezele

şi acceleraţiile oscilaţiilor maselor amortizate ale automobilului.

;ZZ 2,10

2

2,10ZZ (4.39)

Viteza de schimbare a acceleraţiei oscilaţiilor: 3

2,10ZZ (4.40)

Pentru relaţiile de mai sus înălţimea neregularităţilor

Z0 = 0,05 m.

39

4.7. Capacitatea de trecere a automobilului

Folosind schema de compunere a automobilului, adăugând

vederea frontală şi spate, se stabilesc indicii geometrici ai

capacităţii de trecere: clirensul (garda la sol) punţii din faţă h1 şi

spate h2, mm; consola faţă l1 şi spate l2, mm; unghiurile de consolă

anterior γ1 şi posterior γ2, grade; raza de trecere longitudinală R1 şi

transversală R2, m.

Unghiul maxim al pantei învinse, care poate fi depăşit de

automobil, din condiţia de alunecare poate fi determinat cu relaţia:

L

h1

fL

a

arctgg

max (4.41)

Din condiţia de răsturnare, în plan longitudinal, unghiul

maximal al pantei poate fi determinat cu relaţia:

g

rh

barctg (4.42)

Unghiul maxim de înclinare a planului transversal pe care

automobilul cu suspensia rigidă se menţine fără alunecare laterală

poate fi determinat cu relaţia:

arctgmax (4.43)

fără răsturnare:

g

rh2

Barctg (4.44)

Un indice care caracterizează capacitatea de trecere de

sprijin este coeficientul greutăţii de aderenţă a roţilor cu drumul:

a

ad

G

GK (4.45)

unde Gad - greutatea de aderenţă a automobilului, N. Pentru

automobilele cu formula roţilor 4x2 cu puntea spate motoare Gad = G2, cu puntea faţă motoare Gad = G1. Pentru autocamioanele cu formula

roţilor 6x4 Gad = G2 + G3; pentru cele tot – teren Gad = Ga.

40

Reieşind din condiţiile de aderenţă, mişcarea automobilului

este posibilă la respectarea condiţiei:

iK (4.46)

de determinat dacă automobilul se va mişca în condiţiile f = 0,04,

i = 0,06, φ = 0,22.

Presiunea p0 asupra suprafeţei de sprijin a roţilor unei punţi

poate fi determinată cu relaţia:

iiii

0Fn

G

Fn

Zp (4.47)

unde Z – reacţiunea normală a drumului, N;

G – greutatea care revine pe această punte, N;

ni – numărul de pneuri pe punte;

Fi – suprafaţa petei de contact a pneului, m2. În caz că lipsesc

datele despre valoare lui Fi atunci p0 = pp (pp – presiunea aerului în

pneuri).

Presiunea pe desenul protector pd al petei de contact al

pneului se determină cu relaţia:

idiidi

dFn

G

Fn

Zp (4.48)

unde Fid – suprafaţa desenului protector din pata de contact a pneului

m2. În caz că lipsesc datele despre valoarea lui Fid atunci pd = 2p0.

4.8. Economicitatea de combustibil a automobilului

Economicitatea de combustibil a automobilului se apreciază

din caracteristica de economicitate a acestuia. Pentru trasarea

acestei caracteristici se foloseşte relaţia:

tr

4

wbp

s106,3

)PP(KKgQ (4.49)

unde gp – debitul specific de combustibil la puterea maximă a

motorului, g/kWh;

K – coeficientul ce ţine cont de schimbarea debitului

specific de combustibil în dependenţă de gradul de folosire a

puterii motorului;

41

Kb – coeficientul ce ţine cont de schimbarea debitului specific de combustibil în dependenţă de turaţia motorului;

- densitatea combustibilului (pentru benzină ρ = 0,75, pentru motorină ρ = 0,83), g/cm

3;

Fψ = ψ Ga – forţa de rezistenţă rutieră, N; ψ – coeficientul de rezistenţă rutier.

Fig. 4.7. Dependenţa coeficientului Kb de raportul i/ n.

Fig. 4.8. Dependenţa coeficientului K (1 – pentru MAS; 2 – pentru MAC)

Datele iniţiale pentru trasarea caracteristicii de economicitate

a automobilului se determină din condiţia mişcării la ψ = 0,03 pe

treapta superioară a cutiei de viteze la care automobilul se poate

mişca la această valoare a coeficientului de rezistenţă rutieră.

Valoarea coeficientului Kb se determină din figura 4.7.

Valoarea coeficientului K depinde de coeficientul de folosire

a puterii Bi care se determină cu relaţia:

Вi = Pni/Pi (4.50)

unde Pni – puterea dezvoltată de motorul automobilului pentru

mişcarea automobilului cu viteza Vi pe drum cu coeficientul de

rezistenţă rutier ψ:

42

iwiia

tr

ei VPVG1000

1P (4.51)

unde Vi – viteza automobilului care corespunde vitezei unghiulare

a arborelui cotit ωi (vezi tab. 3.2).

De determinat pentru fiecare valoarea ale lui ωi valorile Vi şi

Pni, şi folosind valorile lui Pi din tabelul 3.2 de determinat valorile

lui Bi corespunzător pentru fiecare valoare a lui ωi, şi de găsit din

figura 4.7 valorile corespunzătoare ale lui Kb.

Înlocuind valorile obţinute în relaţia 4.49 determinăm

consumul de combustibil Qs pentru fiecare viteză a automobilului

corespunzător valorilor lui ωi şi treptei cutiei de viteze pe care se

poate mişca automobilul.

Tabelul 4.3

Parametri de calcul a caracteristicii de economicitate a

automobilului

Indicii Valoarea Notă

ωi ω1 ω2 ω3 ω4 ω5 ω6 ω7

ωi /ωp vezi tabelul 3.2

Pi vezi tabelul 3.2

K bi vezi fig. 4.7

Vi, m/s vezi tabelul 3.3

Pwi, kW Pwi = kF Vi2

Pni, kW vezi relaţia 4.51

Bi vezi relaţia 4.50

K i vezi fig. 4.8

Qs, l/100 km vezi relaţia 4.49

Pe baza calculelor efectuate mai sus se trasează caracteristica

de economicitate a automobilului (fig. 4.9.) şi cu ajutorul ei poate

fi determinat consumul de control al automobilului şi viteza la care

43

automobilul va avea un consum minim de combustibil la condiţiile

rutiere date.

Q ,s

l/100km

V, km/hVec

Fig. 4.8. Caracteristica de economicitate a automobilului

Valorile obţinute ale consumului de combustibil Qsmin şi

vitezei Vec se compară cu valorile analogice ale automobilelor

moderne de aceeaşi clasă şi se dă o concluzie despre

economicitatea de combustibil a automobilului proiectat.

Datele iniţiale pentru calculul economicităţii de combustibil a

automobilului cu ajutorul calculatorului sunt prezentate în anexa 7.

Bibliografia

1. Литвинов А. С., Фаробин Я. Е. Автомобиль. Теория

эксплуатационных свойств. М.: Машиностроение, 1989. - 237 с.

2. Гришкевич А. И. Автомобили. Теория. Минск.

:Выщеэйшая школа, 1986. - 207 с.

3. Поросятковский В. А., Куку Д. Г., Чобруцкая Р. В.

Тягово - динамический расчет автомобиля. Методические

указания к курсовому проекту (курсовой работе) по дисциплине

«Автомобили». Кишинев.: КПИ, 1991. - 39 с.

4. D. Cucu, V. Poroseatcovschi. “Teoria automobilului”.

Material didactic; UTM. Chişinău, 1996.

5. E. Ionescu. V. Câmpian , S. Popescu, Gh. Pereş. Tractoare

şi automobile. Dinamica şi economicitatea tractoarelor şi

automobilelor, 1979.

44

Anexa 1. SARCINA

la proiectul de an la disciplina „Automobile”, pentru studenţii secţiei de zi şi cu frecvenţă redusă, specialitatea

„Transportul Auto”

Datele iniţiale pentru proiectare

Var

ianta

(ult

imel

e

două

cifr

e al

e ca

rnet

ulu

i de

note

)

Tonaj

ul,

kN

(C

apac

itat

ea d

e în

cărc

are,

pas

.)

Vit

eza

max

imă,

m

/s

Coef

icie

ntu

l de

rezi

sten

ţă

la

rula

re, f 0

Form

ula

roţi

lor

Clasa automobilului

1 2 3 4 5 6

1. Autoturisme

00

01

02

03

04

05

06

07

08

09

10

11

12

13

14

15

16

17

18

19

20

2+2

4

4

4

4...5

5

5

5

5

5

2+4 kN

5

5

5...6

5...6

5...6

5+5 kN

7

6...7

6...7

6...7

34

35

36

37

38

39

40

41

42

44

40

45

40

43

45

48

45

50

48

52

55

0,012

0,014

0,015

0,016

0,017

0,018

0,019

0,020

0,025

0,022

0,024

0,012

0,014

0,016

0,018

0,014

0,020

0,014

0,018

0,014

0,012

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х4

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х2

4х4

4х2

4х4

4х2

4х2

micro, coupe

-//-, hatchback

-//-, berlinetta

-//-, sedan

mică, hatchback

-//-, berlina

-//-, coupe

-//-, faeton

-//-, coupe

-//-, rodster

-//-, picap

-//-, sedan

-//-, universal

medie, sedan

-//-, coupe

-//-, faeton

-//-, picap

mare, limuzin

-//-, sedan

-//-, hatchback

mare, limuzin

45

Continuare 1 2 3 4 5 6

2. Autobuze 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37

11 13 16 21 23 25 28 32 44 46 54 68 80 94 80

110 130

42 44 46 40 42 38 35 36 38 37 35 32 30 35 38 32 30

0,016 0,014 0,018 0,022 0,024 0,023 0,025 0,026 0,024 0,028 0,025 0,027 0,024 0,026 0,022 0,024 0,022

4х2 4х2 4х4 4х2 4х4 4х2 4х2 4х2 4х2 4х4 4х2 4х2 4х2 6х4 6х2 6х2 6х4

foarte mică -//- -//-

mică -//- -//- -//- -//-

medie -//- -//- -//-

mare -//-

-//-, turist foarte mare

-//- 3. Autocamioane

38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55

2 + 3,5 2 + 5,0 2 + 8,0

2 + 10,0 15,0 20,0 30,0 40,0 50,0 80,0

100,0 120,0 140,0 150,0 180,0 200,0 240,0 260,0

32 34 36 38 40 42 44 38 36 37 38 34 36 32 28 26 25 24

0,022 0,024 0,026 0,025 0,022 0,024 0,026 0,024 0,026 0,028 0,024 0,022 0,028 0,027 0,028 0.030 0,032 0,034

4х2 4х2 4х4 4х4 4х2 4х4 4х2 4х2 4х2 4х4 4х2 6х2 6х4 8х4 6х4 8х4 8х8 8х4

foarte mică, picap -//- -//- -//-

mică, bord -//- -//-

medie, bord -//- -//-

mare, bord -//- -//- -//-

foarte mare, bord -//- -//- -//-

46


4. Autotractoare

56

57

58

59

60

61

62

30,0*

40,0

50,0

80,0

100,0

120,0

140,0

32

34

33

30

28

26

25

0,024

0,026

0,027

0,028

0,029

0,032

0,034

4х2

4х2

4х2

4х4

6х4

8х4

8х8

s/r, bord

-//-

s/r, cisternă

-//-

s/r, furgon

-//-

s/r, cisternă

5. Autobasculante

63

64

65

66

67

68

69

70

71

72

73

74

10,0

15,0

20,0

30,0

50,0

80.0

100,0

140,0

180,0

200,0

240,0

260,0

42

44

46

43

42

40

38

36

34

32

30

28

0,022

0,024

0,026

0,025

0.024

0,028

0,032

0,034

0,036

0,038

0,039

0,040

4х2

4х2

4х4

4х2

4х2

6х4

6х6

8х4

8х8

8х8

8х8

8х8

p/u construcţii

-//-

-//-

-//-

-//-

p/u cariere

-//-

-//-

-//-

-//-

-//-

-//-

6. Autocisterne

75

76

77

78

79

80

81

82

83

30,0

50,0

80,0

100,0

140,0

180,0

200,0

240,0

260,0

45

46

40

38

36

32

30

28

26

0,022

0,024

0,026

0,028

0,030

0,032

0,034

0,036

0,038

4х2

4х2

4х2

6х4

8х4

8х8

8х4

8х8

8х4

p/u lapte

-//-

p/u combustibil

-//-

-//-

-//-

-//-

-//-

-//-

47


7. Autofurgoane

84

85

86

87

88

89

90

91

92

30,0

40,0

50,0

80,0

80,0

100,0

100,0

45,0

55,0

38

36

34

32

40

38

36

42

40

0,022

0,024

0,026

0,028

0,026

0,030

0,032

0.026

0,028

4х2

4х2

4х2

4х2

6х4

6х4

6х6

4х2

4х4

p/u pîine

-//-

-//-

p/u mobilă

-//-

-//-

-//-

termică

-//-

8. Automobile specializate

93

94

95

96

97

98

99

8

8 + 5 кН

8 + 10 кН

50

80

100

140

50

48

46

44

36

35

32

0,022

0,024

0,026

0.028

0,030

0,032

0,034

4х2

4х2

4х4

4х2

6х4

8х4

8х8

ambulanţa

-//-

-//-

pompieri

-//-

-//-

-//-

* - sarcina pe şa a autotractorului.

48

Anexa 2.

Sarcina individuală

La elaborarea unui agregat (nod) a automobilului proiectat

№

d/o

Denumirea nodului elaborat

Notă Nodul elaborat (agregatul)

Tipul

automobilului

1 2 3 4

1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8. 9.

10.

11.

12.

13.

14.

15.

16.

17.

18.

19. 20.

21.

22.

23.

24.

25.

26.

26.

27.

28.

29.

30. 31.

32.

33.

34.

Ambreiaj

Ambreiaj cu 2 discuri

Ambreiaj

Cutia de viteze cu 5 trepte

Cutia de viteze cu 4 trepte

Cutia de viteze cu 5 trepte cu divizor

Cutia de viteze cu puntea fată motoare

Hidrotransformator cu 2 trepte Hidrotransformator cu 2 trepte

Transmisia hidromecanică

Transmisia hidromecanică

Transmisia cardanică





Reductorul distribuitor

Reductorul distribuitor

Transmisia principală simplă Transmisia principală simplă

Transmisia principală dublă

Transmisia principală dublă

Transmisia principală simplă

Diferenţialul simetric

Diferenţialul simetric

Diferenţialul

Diferenţialul reductorului distribuitor

Diferenţialul reductorului distribuitor

Acţionarea a roţilor motoare

Acţionarea a roţilor motoare

Acţionarea a roţilor motoare Acţionarea a roţilor motoare

Suspensia faţă

Suspensia faţă

Suspensia faţă

autoturism

autocamion

autocamion

autoturism

autocamion

autocamion

autoturism

autoturism autocamion

autoturism

autocamion

autoturism

autoturism

autocamion

autocamion

autocamion

autoturism

autocamion


autocamion

autocamion

autoturism

autoturism

autocamion

autocamion

autocamion

autoturism

autoturism

autoturism

autocamion autocamion

autoturism

autoturism

autocamion

de fricţiune

-//-

hidraulic

mecanică

-//-

-//-

mecanică

hidraulic hidraulic.

combinată

combinată

4х2

4х4

4х2

4х4

6х6

cu dif. interaxial

-//-

hipoidală -//-

centrală

divizată

p. f. motoare

simplu

cu came

interaxial

cu blocare

cu autoblocare

puntea faţă

puntea spate

puntea faţă puntea spate

ind. cu arc.

ind. cu torsion

dep. cu arc în foi

49

Continuare 1 2 3 4

35. 36.

37.

38.

39.

40.

41.

42

43.

44.

45.

46. 47.

48.

49.

50.

51.

52.

53.

54.

55.

56.

Suspensia spate Suspensia spate

Suspensia spate

Suspensia spate

Mecanismul de direcţie





Mecanismul de acţionare a direcţiei

Mecanismul de acţionare a direcţiei

Amplificatorul de direcţie Amplificatorul de direcţie

Amplificatorul de direcţie

Mecanismul de frână




Mecanismul de acţionare a frânelor

Mecanismul de acţionare a frânelor

Amplificatorul de frână

Amplificatorul de frână

autoturism autoturism

autoturism

autocamion

autoturism

autoturism

autocamion

autocamion

autocamion

autoturism

autocamion


autoturism

autoturism

autocamion

autoturism

autocamion

hidraulic

pneumatic

autocamion

autoturism

indep. cu arc dep. cu arc

dep. cu arc în foi

dep. cu arc în foi

cu melc

cu cremalieră

cu melc

şurub - piuliţă

combinat

ampl. faţă

ampl. spate

hidraulic hidraulic

electromecanic

cu tambur

cu tambur

cu disc

cu disc

divizat

divizat

hidro-vacuumatic

vacuumatic

50

Anexa 3.

MINISTERUL EDUCAŢIEI ŞI TINERETULUI

AL REPUBLICII MOLDOVA

UNIVERSITATEA TEHNICĂ A MOLDOVEI

Catedra “Transportul Auto”

APROB:

Şef catedră TA

dr. ing., conf. univ.

______________ __________ (semnătura) (numele)

„___” ______________200__

___________________________________________________ Tema proiectului în conformitate cu sarcina

___________________________________________________

MEMORIUL EXPLICATIV

la proiectul de an

la disciplina _________________________

UTTA ME (notarea documentului)

COORDONAT:

Conducătorul proiectului

___________ ___________ (semnătura) (numele)

„___” _____________200__

ELABORAT:

Studentul gr. TA ______

___________ ___________ (semnătura) (numele)

„___” _____________200__

51

Anexa 4.

Calculul caracteristicii de turaţie a motorului automobilului

proiectat (datele iniţiale pentru calcul la calculator)

1. Greutatea totală a automobilului Ga, N;

2. Coeficientul de rezistenţă la rulare f0;

3. Viteza maximă a automobilului Vmax, m/s;

4. Factorul aerodinamic kF, Ns2/m

2;

5. Randamentul transmisiei ηt;

6. Viteza unghiulară minimă a arborelui cotit ωmin, s-1

;

7. Viteza unghiulară maximă a arborelui cotit ωmax, s-1

;

8. Coeficienţii experimentali: а;

b;

с.

9. Viteza unghiulară a arborelui cotit la

puterea maximă ωPmax, s-1

;

10. Pasul calculat „n”, s-1

.

Anexa 5.

Calculul rapoartelor de transmitere ale agregatelor transmisiei

automobilului proiectat

1. Diametrul jantei roţii d, ţoli;

2. Lăţimea anvelopei B, mm;


;

4. Viteza maximă a automobilului Vmax, m/s;

5. Raportul minim de transmitere a cutiei de viteze umin;

6. Momentul motor maximal Mmax, Nm;


8. Greutatea de aderenţă a automobilului Gad, N;

9. Coeficientul de aderenţă ;


11. Coeficientul de rezistenţă rutier max;


;

13. Numărul de trepte ale cutiei de viteze N.

52

Anexa 6.

Calculul proprietăţilor de tracţiune şi viteză

a automobilului proiectat


;


;


;

4. Raportul de transmitere a transmisie principale u0;

5. Numărul de trepte ale cutiei de viteze N;


7. Coeficientul de rezistenţă la rulare calculat fv;


9. Raza roţii rm, m


2;

11. Rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze uc;

12. Valorile curente ale momentului motor efectiv Me, Nm.

Anexa 7.

Calculul economicităţii de combustibil a automobilului


;


;


;

4. Raportul de transmitere a transmisiei principale u0;


6. Raza roţii rm, m

7. Coeficientul de rezistenţă la rulare calculat fv;

8. Coeficientul de rezistenţă la rulare calculat fv+0,01;

9. Coeficientul de rezistenţă la rulare calculat fv+0,02;


2;

11. Viteza unghiulară a arborelui cotit la puterea maximă

ωPmax, s-1

;

12. Consumul specific de combustibil la puterea maximă

gpmax, g/kWh;

13. Densitatea combustibilului , kg/l;

53

14. Numărul roţilor conduse n1;

15. Numărul roţilor motoare n2;

16. Momentul de inerţie a roţii Jr, Nms2;

17. Momentul de inerţie a pieselor rotative ale motorului

Jm, Nms2;

18. Greutatea propriu zisă a automobilului G0, N;


20. Greutatea automobilului supraîncărcat cu 50 %, G150,

N;

21. Numărul de trepte ale cutiei de viteze N;

22. Valorile curente ale puterii motorului Pe, kW;

23. Rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze uc.

54

CUPRINS

Introducere 3 1. Selectarea şi justificarea datelor iniţiale 5

1.1. Determinarea masei totale a automobilului 5 1.2. Determinarea numărului de axe a automobilului 7 1.3. Determinarea sarcinii pe axele automobilului 8 1.4. Determinarea coordonatelor centrului de greutate 10 1.5. Alegerea pneurilor şi determinarea razei de rulare

a roţii 10 1.6. Randamentul mecanic al transmisiei 11 1.7. Factorul aerodinamic al automobilului kF 11

2. Elaborarea schemei de compunere a automobilului proiectat 12 3. Calculul de tracţiune a automobilului 17

3.1. Determinarea puterii efective şi trasarea caracteristicii exterioare de turaţii a motorului 17

3.2. Determinarea numărului de trepte şi rapoartele de transmitere ale transmisiei 21

4. Caracteristica tehnică de exploatare a automobilului 26 4.1. Calităţile dinamice şi de tracţiune ale automobilului 26 4.2. Paşaportul dinamic al automobilului 29 4.3. Calităţile automobilului la frânare 32 4.4. Stabilitatea automobilului 33 4.5. Maniabilitatea automobilului 34 4.6. Mersul lin 36 4.7. Capacitatea de trecere a automobilului 39 4.8. Economicitatea de combustibil a automobilului 40

Bibliografia 43 Anexa 1. 44 Anexa 2. 48 Anexa 3. 50 Anexa 4. 51 Anexa 5. 51 Anexa 6. 52 Anexa 7 52 Cuprins 54

55

Îndrumar metodic pentru efectuarea

proiectului de an la disciplina „Automobile”

Elaborare: Vladimir Poroseatcovschi

Tudor Rusu

Igor Rotaru

Redactor: Enache Irina

Bun de tipar: 10.01.07. Formatul hârtiei 60x84 1/16

Hârtie ofset. Tipar Riso Tirajul 150 ex.

Coli de tipar: 3.5 Comanda nr. 14

U.T.M., 2006, Chişinău, bd. Ştefan cel Mare şi Sfânt, 168.

Secţia de Redactare şi Editare a U.T.M.

2068, Chişinău, str. Studenţilor 9/9

proiectare autooo

Documents

Transcript of proiectare autooo