Proiectare Autooo

Digitally signed by Biblioteca UTM Reason: I attest to the accuracy and integrity of this document

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

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. Recenzenţi:

conf. univ., dr. conf. univ., dr.

Vladimir ENE

Iurie GUBER 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 2

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 3

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. 4

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: (1.1) m0 q m t unde m t - 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.

5

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: (1.2) m a m 0 m t m pas , unde m t - tonajul sau capacitatea de încărcare a automobilului, kg m pas 75 n - greutatea pasagerilor împreună cu şoferul (n – numărul de pasageri inclusiv şoferul). Tonajul pentru autoturisme poate fi luat din considerentele m t 50 70 kg , iar pentru autobuzele interurbane şi suburbane m t 10 n (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.

6

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 Grupa de automobile Tipul axei А B Singulară 100 60 Singulară de direcţie (orientativ) 60 45 Singulară a autobasculantei cu două axe 65 Singulară a autobuzului 70 Axe duble cu distanţa între ele, m: 1,00...1,24 70 45 1,25...1,39 80 50 1,40...2,50 90 55 peste 2,50 100 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.

7

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) 8

- 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 a ma g , 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. 9

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: a G 2 L/ G a , m (1.11) - pentru automobilele cu trei axe: a [G 2 L G 3 (L l)]/ 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: (1.13) b L a, m Înălţimea centrului de greutate se determină din condiţia: - pentru autoturisme: (1.14) h g (0,70,8), m - pentru autocamioane: (1.15) h g (0,91,1), m 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 10

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: (1.16) rm 0,0127 d 0,00085 B , m 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 Formula Randamentul Tipul automobilului roţilor transmisiei (ηt) Autocamioanele şi autobuzele cu transmisia principală simplă 4х2 0,90...0,92 Autocamioanele şi autobuzele cu transmisia principală dublă 4х2 0,86...0,88 4х4 0,82...0,84 6х4 0,82...0,84 6х6 0,78...0,80 Autoturismele, microbuzele 4х2 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. 11

Tabelul 1.4 Valorile factorului aerodinamic în dependenţă de tipul automobilului Tipul automobilului kF, Ns2/m2 Autoturismele de clasa: micro 0,50…0, 60 mică 0,60…0,70 medie 0,75…0,78 mare 0,85…0,95 Autocamioanele cu capacitatea de încărcare, t: pînă la 1,0 1,2…1,5 1,1…2,5 1,6…2,0 2,6…4,0 2,1…2,8 peste 4,0 2,9…3,5 Autobuzele de clasa medie şi mare 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 12

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, 13

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…70. 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. 14

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 Autoturism de clasa: mică medie mare Autocamion

Înălţimea scaunului A, mm

300…340 340…380 ≤ 420 350…450

Distanţa de Înclinarea Înclinarea la volan scaunului spetezei până la α, grade scaunului scaun, mm β, grade 180…200 180…200 180…200 > 180

15

8 8 8 7

104 104 104 97 ± 2

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.

16

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: 1 3 (3.1) Pev G a f v Vmax kF Vmax 1000 tr unde Pev - puterea motorului corespunzătoare vitezei maximale a automobilului, kW; f v - coeficientul de rezistenţă la rulare la mişcarea cu viteză maximă; Vmax - viteza maximă (de proiectare) a automobilului, m/s. Dacă Vmax este mai mică de 20...22 m/s, valoare coeficientului f v 0,025 0,035 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: 2 f v f 0 (1 13 Va / 20000) (3.2) unde f 0 - coeficientul de rezistenţă la rulare la mişcarea cu viteză maximă mai mică de 20...22 m/s; Va - viteza automobilului, m/s. 17

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: (3.3) Pmax Pv Preg , kW 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 P max şi viteza unghiulară a arborelui cotit care corespunde puterii maxime ω P pentru MAS a autocamioanelor se limitează pentru a mări durabilitatea motorului. Pentru astfel de motoare: Plim Pv Pmax ; (3.5) (3.6) lim v max ; 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 g e 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: 18

2

Pe

Pmax a

e

e

b

p

3 e

c

p

Pe

Me 1000

, kW

(3.7)

p

, Nm

(3.8)

e 2

ge

g p a1 b1

e

c1

p

e

, g/kWh

(3.9)

p

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 ω е în limitele de la viteza unghiulară minimă ω min 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 Coeficienţii motorului 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.

19

Tabelul 3.2 Parametri caracteristicii de turaţii ωmin

ωе, s-1

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).

20

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. r (3.10) u min m max Vmax unde max - viteza unghiulară maximă a arborelui cotit, s -1; rm – raza de rulare a roţii, m. u min u c min u rd min u 0 (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, u min 1,0 , pentru autocamioane cu MAC u min 0,66 1,0 , dacă pe automobil se montează o cutie de viteză cu divizor sau demultiplicator, atunci u min 0,71 0,82 . 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 u min 0,73 0,95 . Pentru autobuzele urbane şi suburbane u min 1,0, cele interurbane u min 0,72 0,78 . Raportul minim la reductoarelor distribuitoare a autocamioanelor moderne tot – teren este în intervalul u rd min 0,917 1,30 . După alegerea u c min şi u rd min se determină raportul de transmitere a transmisiei principale u 0 . u min (3.12) u0 u c min u rd min

21

Raportul de transmitere maximal al transmisiei u max se determină din condiţia învingerii de către automobil a rezistenţei rutiere maxime. max G a rm (3.13) u max Me max tr 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 0,30 0,35 ; pentru celelalte autocamioane şi autobuze max 0,35 0,45 ; pentru automobilele tot-teren max 0,55 0,65 max Valoarea lui calculată se verifică la posibilitatea max realizării forţei maxime de tracţiune a automobilului din condiţia de aderenţă a roţilor cu drumul: G ad rm (3.14) u max M emax tr 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: G ad m 2 G 2 (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: G ad m 2 G 2 G 3 (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. 22

Pentru automobilele tot-teren G ad G . Dacă condiţia (3.14) se respectă atunci u max 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 u max poate fi determinat cu relaţia: u max u c1 u rd max u 0 (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: u max (3.18) u c1 u 0 u rd max 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 lg u c min lg u c1 (3.19) n lg q unde q – raţia progresiei geometrice ( q M – viteza M / max ; 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: u cj

n 1

u cn1 j

(3.20)

unde j – numărul treptei intermediare; n – numărul total de trepte de mers înainte a cutiei de viteze.

23

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: u cj

n 2

u cn1 j 1

(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 (3.22) uc 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. K ( G a e rm ) / 1000 u 0 tr (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:

Pe

K

24

MP c1

cn

u 0 u c1 ; G a rm M P tr u 0 u cn G a rm tr

(3.24) (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: M P tr u 0 (3.26) cn G a rm Poziţia dreptelor de folosire a puterii P e ,%, 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) 25

Tabelul 3.3 Timpul de funcţionare a diferitor tipuri de automobile pe treptele cutiei de viteze Timpul de funcţionare a automobilului pe trepte în % din timpul total Tipul automobilului şi condiţiile rutiere După I II III IV V inerţie Autoturisme: în oraş 0,5 3,5 26 40 30 după oraş 1,0 8,0 73 18 pe drumuri bune 0,5 2,5 12 45 25 15 Autocamioane: în oraş 1,0 8,0 25,0 37,0 15,0 14,0 după oraş 1,0 4,0 20,0 40,0 25,0 10,0 pe drumuri rele 5,0 15,0 30,0 30,0 20,5 Autocamioanele totteren 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: u c 2 u c1 c 2 / c1 ; u c 3 u c1 c 3 / c1 ;... (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: Fm Fw (4.1) D Ga unde Fm – forţa de tracţiune, N; 26

Fw – forţa de rezistenţă a aerului, N. Forţa de tracţiune la roţile motoare se determină cu relaţia: M e u c u rd u 0 tr (4.2) Fm rm unde Me – momentul motor efectiv, Nm. Forţa de rezistenţă a aerului se determină cu relaţia 2 (4.3) Fw kF Va unde kF – factorul aerodinamic (k – coeficientul aerodinamic Ns2/m4, 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: e rm (4.4) Va u c u rd u 0 Acceleraţia automobilului se determină cu relaţia : dV 9,81 (4.5) j (D f v ) dt (1,04 0,04 u c ) 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 Prima treaptă

Parametrii

Valorile numerice

ωе, s-1 V, m/s D j, m/s2 Fm, kN

Treapta a doua, etc. 27

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 grafoanalitică 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 Intervalele de viteză Indicii 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: 28

τ1 = ∆τ1; τ2 = ∆τ1 + ∆τ2; τ3 = τ2 + ∆τ3; …τn = τn-1 + ∆τn

(4.8) (4.9) Pe baza datelor obţinute se construieşte caracteristica de demarare a automobilului (fig. 4.2) Ѕ1 = ∆Ѕ1; Ѕ2 = ∆Ѕ1 + ∆Ѕ2; Ѕ3 = Ѕ2 + ∆Ѕ3; …Ѕn = Ѕn-1 + ∆Ѕn

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 29

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 D 0, 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: G0 (4.10) a0 , mm Ga G150 (4.11) a 150 , mm Ga 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. G150 G 0 1,5 G t (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: (4.13) D max D unde

D - factorul dinamic prin aderenţă. Pentru automobilele tot-teren: 30

Dφ = φ (4.14) pentru celelalte automobile: Dφ = Kφ φ (4.15) G1( 2) (4.16) K Ga 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: G (4.17) b 0 a 0 01( 2) , mm G0 - pentru automobilul încărcat la 100%: G (4.18) b100 a100 1( 2) , mm Ga - pentru automobilul supraîncărcat cu 50% de la capacitatea nominală de încărcare: G (4.19) b150 a150 150( 2) , mm G150 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. G150 ( 2) G 02 1,5 G t (4.20) 31

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: j cos f sin g (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:

K e Va2 ,m (4.22) 2 g cos f sin 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: S

S0 V t s t a 0,5 t d K e S , 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).

32

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 B R Vc.r. (4.24) 2 hg 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: Vc.a . g R (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 V c.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.

33

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 determină cu relaţia: g R B h g tg 2 (4.26) VcV.r. h g B tg 2 Viteza critică de alunecare a automobilului în viraj se determină cu relaţia: g R ( tg ) (4.27) VcV.a. 1 tg 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 VcV.r . şi VcV.a . 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: 34

Re > R – capacitatea de viraj este insuficientă; Re < R – capacitatea de viraj este excesivă Re = R – capacitatea de viraj este indiferentă.

(4.28)

Condiţia necesară este ca capacitatea de viraj să fie insuficientă sau indiferentă. Raza de viraj efectivă a automobilului cu roţi elastice se determină cu relaţia: L (4.29) Re tg tg 2 1 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: F2 F1 , 2 (4.30) 1 Kd2 K d1 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: (4.31) F 1 0,4 F 1; F 2 0,4 F 2 ; 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: L R (4.32) tg

35

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) L g Vcr .v. (4.33) G2 G1 Kd2 K d1 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: 2

Vcr .d.

unde

tg

f2

f

L g cos

(4.34)

– 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). 36

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: 1 g (4.35) j 2 f st 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: Cp 1 (4.36) i 2 mp 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: V (4.37) f S 37

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

V

r2

V

r1

30 20

V

r

10

V V 1

2

S

3

4

r2

r1

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: (4.38) Vr j( i ) S 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 Vr/ 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. 2  Z  Z Z (4.39) 0 1, 2 ; Z 0 1, 2 Viteza de schimbare a acceleraţiei oscilaţiilor: 3 Z  Z (4.40) 0 1, 2 Pentru relaţiile de mai sus înălţimea neregularităţilor Z0 = 0,05 m. 38

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: a f L arctg (4.41) max hg 1 L Din condiţia de răsturnare, în plan longitudinal, unghiul maximal al pantei poate fi determinat cu relaţia: r

arctg

b hg

(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: (4.43) arctg max fără răsturnare: r

arctg

B 2h g

(4.44)

Un indice care caracterizează capacitatea de trecere de sprijin este coeficientul greutăţii de aderenţă a roţilor cu drumul: G ad (4.45) K Ga 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. 39

Reieşind din condiţiile de aderenţă, mişcarea automobilului este posibilă la respectarea condiţiei: i (4.46) K 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: Z G (4.47) p0 n i Fi n i Fi 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: Z G (4.48) pd n i Fid n i Fid 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: g p K K b (P Pw ) (4.49) Qs 3,6 104 tr 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; 40

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/cm3 ; 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: 41

1 (4.51) G a Vi Pwi Vi 1000 tr unde Vi – viteza automobilului care corespunde vitezei unghiulare a arborelui cotit ωi (vezi tab. 3.2). De determinat pentru fiecare valoarea ale lui ω i valorile Vi şi Pni, şi folosind valorile lui Pi din tabelul 3.2 de determinat valorile lui Bi corespunzător pentru fiecare valoare a lui ω i, 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 ω 2 ω3 ω 4 ω5 ω 6 ω7 Pei

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

vezi fig. 4.8

i

vezi relaţia 4.49

Qs, l/100 km

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 42

automobilul va avea un consum minim de combustibil la condiţiile rutiere date.

Qs , l/100km

Vec

V, km/h

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.

43

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

3 4 1. Autoturisme 34 0,012 35 0,014 36 0,015 37 0,016 38 0,017 39 0,018 40 0,019 41 0,020 42 0,025 44 0,022 40 0,024 45 0,012 40 0,014 43 0,016 45 0,018 48 0,014 45 0,020 50 0,014 48 0,018 52 0,014 55 0,012 44

Formula roţilor

2

Coeficientul de rezistenţă la rulare, f0

Tonajul, kN (Capacitatea de încărcare, pas.)

1

Viteza maximă, m/s

Varianta (ultimele două cifre ale carnetului de note)

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

Clasa automobilului

5

6

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

1

2

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

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

3

4 5 2. Autobuze 42 0,016 4х2 44 0,014 4х2 46 0,018 4х4 40 0,022 4х2 42 0,024 4х4 38 0,023 4х2 35 0,025 4х2 36 0,026 4х2 38 0,024 4х2 37 0,028 4х4 35 0,025 4х2 32 0,027 4х2 30 0,024 4х2 35 0,026 6х4 38 0,022 6х2 32 0,024 6х2 30 0,022 6х4 3. Autocamioane 32 0,022 4х2 34 0,024 4х2 36 0,026 4х4 38 0,025 4х4 40 0,022 4х2 42 0,024 4х4 44 0,026 4х2 38 0,024 4х2 36 0,026 4х2 37 0,028 4х4 38 0,024 4х2 34 0,022 6х2 36 0,028 6х4 32 0,027 8х4 28 0,028 6х4 26 0.030 8х4 25 0,032 8х8 24 0,034 8х4

45

Continuare 6 foarte mică -//-//mică -//-//-//-//medie -//-//-//mare -//-//-, turist foarte mare -//foarte mică, picap -//-//-//mică, bord -//-//medie, bord -//-//mare, bord -//-//-//foarte mare, bord -//-//-//-

1

2

56 57 58 59 60 61 62

30,0* 40,0 50,0 80,0 100,0 120,0 140,0

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

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

3

4 5 4. Autotractoare 32 0,024 4х2 34 0,026 4х2 33 0,027 4х2 30 0,028 4х4 28 0,029 6х4 26 0,032 8х4 25 0,034 8х8 5. Autobasculante 42 0,022 4х2 44 0,024 4х2 46 0,026 4х4 43 0,025 4х2 42 0.024 4х2 40 0,028 6х4 38 0,032 6х6 36 0,034 8х4 34 0,036 8х8 32 0,038 8х8 30 0,039 8х8 28 0,040 8х8 6. Autocisterne 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

46

4х2 4х2 4х2 6х4 8х4 8х8 8х4 8х8 8х4

Continuare 6 s/r, bord -//s/r, cisternă -//s/r, furgon -//s/r, cisternă p/u construcţii -//-//-//-//p/u cariere -//-//-//-//-//-//p/u lapte -//p/u combustibil -//-//-//-//-//-//-

1 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99

2

3

4 5 7. Autofurgoane 30,0 38 0,022 4х2 40,0 36 0,024 4х2 50,0 34 0,026 4х2 80,0 32 0,028 4х2 80,0 40 0,026 6х4 100,0 38 0,030 6х4 100,0 36 0,032 6х6 45,0 42 0.026 4х2 55,0 40 0,028 4х4 8. Automobile specializate 8 50 0,022 4х2 8 + 5 кН 48 0,024 4х2 8 + 10 кН 46 0,026 4х4 50 44 0.028 4х2 80 36 0,030 6х4 100 35 0,032 8х4 140 32 0,034 8х8 * - sarcina pe şa a autotractorului.

47

Continuare 6 p/u pîine -//-//p/u mobilă -//-//-//termică -//ambulanţa -//-//pompieri -//-//-//-

Anexa 2. Sarcina individuală La elaborarea unui agregat (nod) a automobilului proiectat № d/o

Denumirea nodului elaborat

Tipul automobilului 1 2 3 1. Ambreiaj autoturism 2. Ambreiaj cu 2 discuri autocamion 3. Ambreiaj autocamion 4. Cutia de viteze cu 5 trepte autoturism 5. Cutia de viteze cu 4 trepte autocamion 6. Cutia de viteze cu 5 trepte cu divizor autocamion 7. Cutia de viteze cu puntea fată motoare autoturism 8. Hidrotransformator cu 2 trepte autoturism 9. Hidrotransformator cu 2 trepte autocamion 10. Transmisia hidromecanică autoturism 11. Transmisia hidromecanică autocamion 12. Transmisia cardanică autoturism 13. Transmisia cardanică autoturism 14. Transmisia cardanică autocamion 15. Transmisia cardanică autocamion 16. Transmisia cardanică autocamion 17. Reductorul distribuitor autoturism 18. Reductorul distribuitor autocamion 19. Transmisia principală simplă autoturism 20. Transmisia principală simplă autocamion 21. Transmisia principală dublă autocamion 22. Transmisia principală dublă autocamion 23. Transmisia principală simplă autoturism 24. Diferenţialul simetric autoturism 25. Diferenţialul simetric autocamion 26. Diferenţialul autocamion 26. Diferenţialul reductorului distribuitor autocamion 27. Diferenţialul reductorului distribuitor autoturism 28. Acţionarea a roţilor motoare autoturism 29. Acţionarea a roţilor motoare autoturism 30. Acţionarea a roţilor motoare autocamion 31. Acţionarea a roţilor motoare autocamion 32. Suspensia faţă autoturism 33. Suspensia faţă autoturism 34. Suspensia faţă autocamion Nodul elaborat (agregatul)

48

Notă 4 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

Continuare 1 35. 36. 37. 38. 39. 40. 41. 42 43. 44. 45. 46. 47. 48. 49. 50. 51. 52. 53. 54. 55. 56.

2 Suspensia spate Suspensia spate Suspensia spate Suspensia spate Mecanismul de direcţie Mecanismul de direcţie Mecanismul de direcţie Mecanismul de direcţie 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 frână Mecanismul de frână Mecanismul de frână Mecanismul de acţionare a frânelor Mecanismul de acţionare a frânelor Amplificatorul de frână Amplificatorul de frână

49

3

4

autoturism autoturism autoturism autocamion autoturism autoturism autocamion autocamion autocamion autoturism 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

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

ELABORAT: Studentul gr. TA ______

___________ ___________

___________ ___________

(semnătura)

(numele)

(semnătura)

„___” _____________200__

(numele)

„___” _____________200__

50

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/m2; 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 ω Pmax, 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; 3. Viteza unghiulară maximă a arborelui cotit ω max, s-1; 4. Viteza maximă a automobilului Vmax, m/s; 5. Raportul minim de transmitere a cutiei de viteze u min; 6. Momentul motor maximal Mmax, Nm; 7. Randamentul transmisiei ηt; 8. Greutatea de aderenţă a automobilului Gad, N; 9. Coeficientul de aderenţă ; 10. Greutatea totală a automobilului Ga, N; 11. Coeficientul de rezistenţă rutier max; 12. Viteza unghiulară minimă a arborelui cotit ω min, s-1; 13. Numărul de trepte ale cutiei de viteze N. 51

Anexa 6. Calculul proprietăţilor de tracţiune şi viteză a automobilului proiectat 1. Viteza unghiulară minimă a arborelui cotit ωmin, s-1; 2. Viteza unghiulară maximă a arborelui cotit ω max, s-1; 3. Pasul calculat „n”, s-1; 4. Raportul de transmitere a transmisie principale u 0; 5. Numărul de trepte ale cutiei de viteze N; 6. Randamentul transmisiei ηt; 7. Coeficientul de rezistenţă la rulare calculat fv; 8. Greutatea totală a automobilului Ga, N; 9. Raza roţii r m, m 10. Factorul aerodinamic kF, Ns2/m2; 11. Rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze u c; 12. Valorile curente ale momentului motor efectiv Me, Nm. Anexa 7. Calculul economicităţii de combustibil a automobilului 1. Viteza unghiulară minimă a arborelui cotit ω min, s-1; 2. Viteza unghiulară maximă a arborelui cotit ω max, s-1; 3. Pasul calculat „n”, s-1; 4. Raportul de transmitere a transmisiei principale u0; 5. Randamentul transmisiei ηt; 6. Raza roţii r m, 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; 10. Factorul aerodinamic kF, Ns2/m2; 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; 52

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; 19. Greutatea totală a automobilului Ga, 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 u c.

53

CUPRINS Introducere 1. Selectarea şi justificarea datelor iniţiale 1.1. Determinarea masei totale a automobilului 1.2. Determinarea numărului de axe a automobilului 1.3. Determinarea sarcinii pe axele automobilului 1.4. Determinarea coordonatelor centrului de greutate 1.5. Alegerea pneurilor şi determinarea razei de rulare a roţii 1.6. Randamentul mecanic al transmisiei 1.7. Factorul aerodinamic al automobilului kF 2. Elaborarea schemei de compunere a automobilului proiectat 3. Calculul de tracţiune a automobilului 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 Bibliografia Anexa 1. Anexa 2. Anexa 3. Anexa 4. Anexa 5. Anexa 6. Anexa 7 Cuprins

54

3 5 5 7 8 10 10 11 11 12 17 17 21 26 26 29 32 33 34 36 39 40 43 44 48 50 51 51 52 52 54

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 55