Determinarea marimilor caracteristice ale autovehiculului care sunt necesare laarea sistemului de directie. Realizareaului- schita de organizare general a autovehiculului cu detalieri pentru zonele de amplasare a sistemului deat

Determinarea marimilor caracteristice ale autovehiculului care sunt necesare la proiectarea sistemului de directie. Realizarea proiectului- schita de organizare general a autovehiculului cu detalieri pentru zonele de amplasare a sistemului de proiectat

1. Determinarea principalilor parametri dimensionali si masici ai automobilului de proiectat.

La proiectarea formei automobilului trebuie avute in vedere, in principal, conditiile de realizare a securitatii active, respectiv a celei pasive.

Solutiile propuse pentru realizarea securitatii active se refera in principal la subansamblurile care conditioneaza direct tinuta de drum

fiabilitatea ridicata a pieselor componente prin determinarea precisa a regimurilor de solicitare, adoptarea de materiale si tehnologii de fabricatie adcvate, introducerea pe automobil a unor dispozitive capabile sa anuleze instantaneu sau sa limiteze efectele eventualelor avarii la organele vitale (sistem de directie, de franare, de rulare).

asigurarea stabilitatii in toate conditiile de drum si manevrele posibile prin

• sistemul de directie care sa asigure centru unic de viraj, fara derapari laterale
• sistemul de franare cu coeficient de frecare ridicat, independent de gradul de uzura al garniturilor de frecare si de temperatura, cu dublu circuit de comanda, repartitor de efort in functie de sarcina pe punte si dispozitive antiblocare
• suspensia sa permita asigurarea aderentei roata-cale in toate conditiile de drum si prin amortizarea buna a socurilor sa asigure gradul de confort impus de cerintele fiziologice ale organismului uman, pentru realizarea uni nivel minim de oboseala in pilotarea automobilului
• pentru o buna tinuta de drum in orice conditii de deplasare (franari, acceleratii, treceri peste obstacole) trebuie asigurata aderenta maxima la toate rotile (sistem ASR, tractiune integrala, suspensie independenta si sistem de directie neinfluentat de oscilatiile suspensiei)

vizibilitatea diurna si nocturna asigurata conducatorului auto pentru toate directiile si in orice conditii de timp prin ample suprafete virate antireflex ale caroseriei, prevazute cu sisteme de stergere-spalare automata, faruri si proiectoare de ceata puternice, semnalizatoare adecvate de pozitie, eliminarea riscului de orbire a soferului care vine din fata

confortul conducatorului auto conditioneaza direct timpii lui de reactie astfel incat se cere o reducere la minim a comenzilor, asezarea lor astfel incat sa necesite efort minim de actionare si sa fie observabile fara distragerea atentiei de la circulatie

instrumentarul de pe tabloul de bord sa ofere o imagine globala corecta a starii tehnice a vehiculului, dar sa fie simplu, vizibil, usor de interpretat

scaunul conducatorului auto trebuie proiectat in functie de cerintele ergonomice, adaptabil la diverse tipuri de persoane, prin posibilitatea reglarii pozitiei scaunului si volanului;

habitaclul trebuie izolat termic, acustic, contra vibratiilor, dotat cu instalatii de climatizare, dar sa permita perceperea semnalelor de circulatie

dotarea generala cu accesorii trebuie sa satisfaca exigentele psihofiziologice ale conducatorului auto, dar sa nu influenteze negativ gradul de concentrare a atentiei.

Securitatea pasiva se refera indeosebi la masurile adoptate in constructia caroseriei care este subansamblul in interiorul caruia se amplaseaza spatiul vital al pasagerilor (habitaclu). Se prevad urmatoarele conditii principale pentru realizarea unui risc minim de ranire a pasagerilor in cazul producerii accidentului de tip coliziune, rasturnare

habitaclul trebuie sa fie continut intr-un spatiu protector foarte rigid, iar cele doua console fata/spate ale structurii sunt astfel construite si dimensionate incat sa permita prin deformarea lor in caz de coliziune disiparea unei parti importante din energia de soc si astfel sa se asigure atat integritatea habitaclului cat si micsorarea rapida a deceleratiei la care sunt supusi pasagerii

peretii laterali si tavanul caroseriei trebuie ranforsati cu structuri capabile sa absoarba fara defomatii periculoase socurile transversale si sa suporte intreaga greutate a vehiculului in caz de rasturnare pe capota, eventual fara blocare a usilor;

structura partii centrale trebuie sa poata impiedica patrunderea, ca urmare a socului frontal, in interiorul habitaclului a organelor mecanice (suspensie, grup motopropulsor) care ar putea provoca leziuni pasagerilor

suprafata interioara a habitaclului trebuie complet si abundent capitonata, fara parti proeminente dure

coloana volanului, tabloul de bord, parbrizul trebuie sa se plieze sau sa se deplaseze la actiunea unei forte egale cu forta necesara ruperii pielii si muschilor subcutanati sau a cutiei toracice, respectiv a cutiei craniene. Acestea doua din urma sunt inlaturate prin introducerea centurilor de siguranta

trebuie adoptate toate mijlocele de protectie individuala, apte sa mentina ocupantii pe scaunele lor si sa-i impiedice a veni in contact cu suprafetele interioare, sa fie expulzati in exterior sau sa sufere leziuni periculoase prin miscari anormale ale corpului sau ale membrelor datorita acceleratiilor sau deceleratiilor mari. De aici rezulta ca obligatorii centurile de siguranta, sprijinitoarele de cap, alte sisteme echivalente adaptabile la diverse talii de adulti sau copii

rezervorul de combustibil trebuie sa fie de tip antiincendiu, asezat in pozitie protejata in caz de coliziune si izolat de habitaclu

sistemele de zavorare ale usilor sa asigure nedeschiderea lor in timpul mersului, iar comanda de deschidere interna sa nu fie influentata in caz de coliziune

automobilul sa fie prevazut cu axtinctor automat.

Pentru determinarea parametrilor dimensionali exteriori se are in vedere faptul ca toate caroseriile modelelor similare au o caroserie in doua volume (caroserie tip hatchback).

La determinarea parametrilor dimensionali exteriori se foloseste metoda analizei statistice, utilizandu-se urmatoarea formula matematica

,

unde: - X_pred reprezinta marimea predeterminata

ampatamentul L [mm];

ecartamentul fata/spate [mm];

lungimea totala L_a [mm];

latimea totala l [mm];

inaltimea totala H [mm];

console fata/spate C_1/2 [mm].

- ,

unde N reprezinta numarul de modele similare;

- ,

- I coeficient ales din diferite considerente. In cadrul proiectarii formei si dimensiunilor automobilului coeficientul va fi ales din considerente de sporire a confortului, dar si din considerente de minimizare a dimensiunilor exterioare.

1.1. Determinarea ampatamentului, L

Media ampatamentelor modelelor similare este:

mm;

Valoarea dispersiei este:

;

Se alege m=0,1, rezultand pentru ampatament valoarea:

L_pred= 2420,4 mm.

Se alege: L= 2420 mm.

1.2 Determinarea lungimii totale, L_a

Avand in vedere consideratiile de la Cap. 1, 1.1, si anume ca pentru autoturisme coeficientul k_a I 0,67], recomandandu-se pentru autoturismele mici acest coeficient sa aiba valori cat mai mari.

Se alege k_a= 0,67

Se obtine L_a= 3611,94

Se alege L_a= 3612 mm.

1.3. Determinarea latimii totale, l

Media latimilor modelelor similare este

= 1638,8 mm.

Dispersia are valoarea

= 58,5.

Se alege m si se obtine

L_pred= 1656,3 mm.

Se alege l= 1656 mm.

1.4. Determinarea ecartamentelor fata/spate, E_1/2

Avand in vedere cele precizate la Cap. 1, 1.1 si anume ca valoarea coeficientului

k_b I 0,86], se alege pentru ecartamentul fata k_b1= 0,86 iar pentru ecartamentul spate k_b2= 0,84.

Se obtine: E_1pred= 1424,16 mm; se alege E₁= 1424 mm.

E_2pred= 1386,91 mm; se alege E₂= 1390 mm.

1.5. Determinarea inaltimii maxime, H

Media inaltimilor modelelor similare este

= 1429,3 mm.

Dispersia are valoarea

= 24,7 mm.

Se alege m= 0,4; se obtine

H_pred= 1439,58 mm.

Se alege H= 1440 mm.

1.6. Determinarea consolelor fata/spate, C_1/2

Suma lungimilor consolelor este

C₁ + C₂= L_a - L= 1192 mm.

C₁= 55% (L_a - L)= 679,44 mm.

Se alege C₁= 680 mm.

Se obtine C₂= 512 mm.

1.7. Determinarea parametrilor masici

Pentru determinarea masei automobilului se estimeaza masele principalelor subansamble ale acestuia comparativ cu masele principalelor subansamble ale autoturismelor similare.

Din studierea maselor subansamblelor automobilelor s-a putut observa tendinta actuala de a folosi aliaje usoare, acestea avand un efect pozitiv asupra reducerii greutatii automobilului, a micsorarii consumului de combustibil, dar cu efect negativ asupra pretului. De asemenea, din studiile efectuate de specialisti a rezultat o sporire a securitatii pasive prin folosirea unor aliaje din aluminiu pentru constructia structurii portante a automobilelor.

Pentru automobilul de proiectat se estimeaza urmatoarele mase de subansamble

Determinarea formei si dimensiunilor spatiului util, inclusiv a interiorului postului de conducere

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

organizarea si dimensionarea postului de conducere

amplasarea banchetelor si scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora

dimensiunile volumului util (habitaclu, portbagaj)

dimensiunile impuse de constructia si organizarea automobilului.

Organizarea si dimensiunile postului de conducere, amplasarea banchetelor si a scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional.

Figura 1. Manechinul bidimensional Figura Manechinul bidimensional

amplasat la postul de conducere

Unghiurile din figura au urmatoarele valori

La proiectarea pozitionarii scaunului conducatorului si al pasagerului din fata s-a tinut cont de urmatoarele

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

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

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

verificarea pozitiei scaunului se face in pozitie extrema spate si jos cu manechinul 90, apoi se verifica pozitia medie cu manechinul 50 si pozitia maxima fata si sus cu manechinul 10

pozitionarea punctului superior F al manechinului bidimensional fata de acoperis trebuie sa respecte dimensiunile din fig. 3.

Fig. 3. Pozitia manechinului fata de conturul acoperisului

Dispunerea pasagerilor pe bancheta din spate respecta recomandarile de mai sus cu verificarea suplimentara ca, intre piciorul pasagerului din spate si pozitia extrema spate si jos a scaunului conducatorului auto sa existe un spatiu minim.

Pentru definitivarea amplasarii volanului trebuie avute in vedere urmatoarele

diametrul volanului este calculat in functie de forta amisibila la volan si este corelat cu rapoartele de transmitere ale sistemului de directie;

localizarea volanului este definia de unghiul de inclinare al coloanei volanului fata de orizontala, de distanta dintre partea inferioara a coroanei volanului fata de axa coapsei menechinului bidimensional, de distanta dintre portiunea inferioara a volanului fata de punctul H al manechinului, scaunul fiind in pozitie extrema spate si jos (fig. 4.);

Fig. 4. Localizarea volanului, a pedalelor si a tabloului de bord

dreapta tangenta la partea cea mai din fata a capotei motorului si la partea de sus a volanului sa fie sub linia vizuala a ochiului conducatorului auto, iar volanul sa nu reduca vizibilitatea in fata

se recomanda ca distanta dintre volan si orice piesa din vecinatatea lui sa fie de cel putin 80 mm.

Dupa definitivarea pozitiei volanului se pozitioneaza pedalele si axele de rotatie prin inaltimea f a pedalei fata de podea si prin distanta g a pedalei fata de punctul H al manechinului in aceleasi conditii ca mai sus.

Pentru amplasarea panoului de bord trebuie indeplinite conditiile

pozitia panoului de bord trebuie sa nu impiedice actionarea pedalelor

la citirea instrumentelor de bord sa nu fie necesara modificarea pozitiei capului conducatorului auto

dreapta care uneste partea de sus a instrumentelor de bord cu muchia interioara a partii de sus a volanului trebuie sa fie deasupra razei vizuale corespunzatoare, adica volanul sa nu impiedice citirea indicatoarelor.

Spre exemplificare in figura 5. sunt prezentate unghiurile de vizibilitate ale autoturismelor Fiat Punto si VW Polo, iar in figura 6. sunt prezentate schemele de organizare generala ale autoturismelor Fiat Punto, VW Polo si Ford Fiesta.

Figura 5. Unghiurile de vizibilitate pentru autoturismele Fiat Punto Classico (albastru) si Volkswagen Polo (rosu)

Fiat Punto 55

Volkswagen Polo 1.0

Ford Fiesta 1.2

Ford Punto 5 usi Fiat Punto 5 usi- vedere de sus

Volkswagen Polo    Volkswagen Polo- vedere de sus

Figura 6. Organizarea spatiului interior la unele dintre modelele similare

3. Determinarea pozitiei centrului de masa al autovehiculului atat la sarcina utila maxima constructiva, cat si la sarcina nula

Pe achisa de organizare generala se prezinta subansamblele automobiluluim figurandu-se pentru fiecare din ele vectorul ce reprezinta greutatea subansamblelor automobilului. Se stabileste un sistem de axe xOz cu originea O in dreptul barei fata a automobilului. Se masoara distantele pe x si z a punctului de aplicatie a fiecarei greutati. Rezultatele masuratorilor sunt trecute in tabelul de mai jos.

Masa la gol este 786kg.   

Masa totala este 1211kg.   

Pozitia centrului de greutate obtinut este

in stare neincarcata C_Go(X_Go,Z_Go)

(4.)

X_Go= 1649.237 mm;

(5.)

Z_Go= 520.7888 mm.

in stare incarcata C_G(X_G,Z_G)

(7.)

X_G= 1923.369 mm;

(8.)

Z_G= 543.2205 mm.

Dupa determinarea centrului de greutate se determina incarcarile de punti, parcurgand urmatoarele etape

Se stabilesc coordonatele centrului de greutate C_G:

neincarcat:

a_o= X_Go - C₁ (9.)

a_o= 969.2366 mm;

b_o= L - a_o (10.)

b_o= 1450.763 mm;

complet incarcat

a= X_G - C₁; (11.)

a= 1243.369 mm

b= L - a; (1)

b= 1176.631 mm.

Se stabilesc greutatile pe punti

neincarcat

; (13.)

G₁₀= 459.2086kg;

; (14.)

G₂₀= 306.7914kg;

complet incarcat

; (15.)

G₁= 588.8017kg;

; (16)

G₂= 627.3362kg.

Procentual se poate scrie:

G₁₀= 58,42%; G₂₀= 41,58%

G₁= 48,62%; G₂= 51,38%.

4. Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere si stabilitatea longitudinala

Se alege garda de sol h= 200mm.

Unghiul de atac a este dat de relatia

; (1.7.)

tga

a_1.

Unghiul de degajare a este dat de relatia

; (18)

tga

a_2.

Unghiul limita de rasturnare este dat de relatia

tga_r

a_r.

Unghiul limita de patinare este dat de relatia

unde j reprezinta coeficientul de aderenta. Pentru un drum asfaltat j

.

5. Alegerea anvelopelor si a jantelor

Alegerea anvelopelor se face tinand cont de anvelopele care doteaza autoturismele similare, de incarcarea maxima pe punti, precum si de viteza maxima a autoturismului proiectat.

Dupa cum s-a observat toate modelele similare utilizeaza anvelope cu valoarea raportului H/B_u scazuta (0,65 0,70). Acest tip de anvelope prezinta o serie de avantaje cum ar fi:

se imbunatateste reactia automobilului la conducere

asigura mentinerea pe directia rectilinie la viteze mari

reducerea distantei de franare, datorita suprafetei de contact cu drumul marita

creste rezistenta la uzura si deci potentialul la rulaj

reducerea rezistentei la rulare fara afectarea sensibila a confortului.

Viteza maxima pe un pneu este

; (21.)

G_p= 313,668kg.

Conform standardelor in vigoare se aleg pneurile cu urmatoarea simbolizare

155/70 R13 S,

precum si jantele de tipul

4,5 X 13.

Caracteristicile acestui tip de pneu sunt:

latimea sectiunii este B_r= 157mm

diametrul exterior este Du= 578 1% mm

raza statica r_o= 263 1% mm

circumferinta de rulare 1750

diametrul de asezare d= 13 = 320,2mm;

inaltimea sectiunii transversale H= 0,70*157= 109,9mm

raza de rulare se calculeaza cu formula

[mm]; (2)

unde l- coeficient de deformare a pneului, l

Þr_r= 270,504 mm.

Se alege r_r= 271 mm.

presiunea de regim 1.8 bar.

6. Stabilirea coeficientului de rezistenta la rulare, a coeficientului de rezistenta a aerului, a ariei sectiunii transversale maxime si a randamentului transmisiei

6.1. Determinarea coeficientului de rezistenta la rulare

Coeficientul de rezistenta la rulare se calculeaza cu urmatoarea formula

f= 1,3295*10^-2 - 2,8664*10^-5 *V + 1,8036*10^-7 *V² (23.)

Se obtine urmatoarea variatie a coeficientului de rezistenta la rulare

Figura 7. Variatia coeficientului de rezistenta la rulare.

6. Determinarea coeficientului de rezistenta a aerului si a ariei sectiunii transversale maxime

Este cunoscut faptul ca forma aerodinamica optima este cea a unei picaturi de apa aflata in cadere.

In cazul autovehiculului, data fiind apropierea de sol, forma aerodinamica proprie este aceea a unei picaturi de apa in cadere pe langa un perete vertical.

Este de remarcat faptul ca la corpul aerodinamic optim lungimea lui este mare in raport cu inaltimea, ceea ce creeaza dificultati in transpunerea lui in practica. Din aceasta cauza se folosesc parti din aceasta forma optima, sau se scurteaza partea din spate. Pe baza incercarilor experimentale a rezultat ca micsorarea rezistentei aerului se poate obtine prin evitarea variatiilor de sectiune, rotunjirea mucjhiilor, utilizarea de suprafete alungite si evitarea proeminentelor.

Pentru autoturismele de capacitate mica coeficientul de rezistenta a aerului variaza in intervalul 0,35]. Pentru autoturismul proiectat se alege c_x= 0,33.

Coeficientul aerodinamic are valoarea:

k= 0,0625*c_x [kgf*s²*m^-4] (24.)

k= 0,020625 kgf*s²*m^-4

Aria sectiunii transversale maxime se obtine prin planimetrarea desenului de ansamblu.

Se obtine:    A= 1,812096 mm

6.3. Stabilirea randamentului transmisiei

Se considera ca autoturismul ruleaza din treapta de priza directa. In acest caz randamentul transmisiei este maxim.

Randamentul angrenajului cilindric este h_ac= 0,99, iar randamentul angrenajului conic este h_ak= 0,98. Considerand si alte pierderi in transmisie, se alege randamentul transmisiei

h_t

Pentru o mai buna evaluare a dimensiunilor motorului, a amplasarii subansamblurilor autoturismului din zona in care trebuie introduse si montate piesele sistemului de directie este necesar efectuarea unui calcul dinamic.

7. Determinarea rezistentei la inaintare si a puterilor corespunzatoare in functie de viteza autovehiculului pe drum cu panta nula. Se considera si situatiile cand deplasarea se face cu vant

In conditii reale deplasarea automobilului se face cu vant. Viteza vantului V_v, poate avea diferite unghiuri a_v rezulta din triunghiul vitezelor aratat in figura 7, in care V reprezinta viteza automobilului.

Rezulta

V_x= V+V_v*cosa_v (25)

Figura 7. Triunghiului vitezelor la deplasarea cu vnt lateral

Se considera trei situatii

Cand vantul bate din lateral pe directia de miscare, in sens opus miscarii

Þa_v= ;

ÞV_x= V + Vv_.

Cand vantul bate pe directia de miscare, in sensul miscarii

Þa_v= ;

ÞV_x= V- V_v.

Cand vantul bate din lateral, perpendicular pe directia de miscare

Þa_v= ;

ÞV_x= V.

7.1. Rezistenta la rulare si puterea aferenta acesteia corespunzatoare deplasarii in palier (a_p

Rezistenta la rulare se calculeaza cu relatia

R_r= f(V)*G_a [daN] ;    (26.)

Puterea corespunzatoare este

[kW]; (27.)

7. Rezistenta aerului si puterea aferenta acesteia

Rezistenta aerului este data de relatia

[daN]; (28.)

Puterea corespunzatoare este

[kW]; (29.)

unde: k- coeficientul aerodinamic [kgf*s²*m^-4];

A- aria transversala [mm].

7.3. Rezistenta totala din partea drumului pentru V= ct. si puterea aferenta acesteia

Rezistenta totala din partea drumului reprezinta suma rezistentelor la rulare si aerodinamice:

[daN] (30)

Puterea necesara invingerii rezistentelor la inaintare este

[kW] (31)

Pentru fiecare dinre situatii se intocmeste cate un tabel si se reprezinta grafic variatia rezistentelor la inaintare si a puterilor aferente acestora.

Situatia 1.

Figura 8. Variatia rezistentelor la inaintare cand vantul bate pe directia de

miscare, in sens opus miscarii.

Figura 9 Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare cand vantul

bate pe directia de miscare, in sens opus miscarii

Situatia

Figura 10. Variatia rezistentelor la inaintare cand vantul bate pe directia de

miscare, in sensul miscarii.

Figura 11. Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor la inaintare

cand vantul bate pe directia de miscare, in sensul miscarii.

Situatia 3.

Figura 1 Variatia rezistentelor la inaintare cand vantul bate din

lateral, perpendiculat pe directia de miscare.

Figura. 13. Variatia puterilor necesare invingerii rezistentelor la

inaintare cand vantul bate din lateral, perpendicular pe directia miscarii.

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

Puterea necesara pentru atingerea vitezei maxime in palier se calculeaza cu relatia:

[kW];    (32)

P_vmax= 37.8439 kW

Se alege raportul deoarece la un x cat mai apropiat de 1 inseamna ca motorul furnizeaza la viteza maxima o putere cat mai apropiata de puterea maxima.

Valorile coeficientilor de adaptabilitate si elasticitate se aleg in functie de valorile acestor coeficienti de la autoturismele similare, tinandu-se cont si de faptul ca in literatura de specialitate se indica M.A.S. c_a I si c_e I

Pentru modelele similare avem:

unde [daN]; (33)

[-]; (34)

[-]; (35)

Se observa ca cele mai multe dintre valorile coeficientului de adaptabilitate se situeaza in jurul valorii de 1,22, iar pentru coeficientul de elasticitate in jurul valorii de 0,6.

Pentru calcularea caracteristicii externe a motorului automobilului proiectat se aleg

c_a= 1,22 si respectiv, c_e= 0,6.

Cu aceste valori se calculeaza coeficientii de forma a b g a b g ai motorului autoturismului proiectat.

[-]; (36)

[-]; (.37)

(38)

(39)

(40)

(41)

Se obtin urmatoarele valori pentru coeficientii de forma

a

b

g

a

b

g

Se aleg:

Turatia de putere maxima n_p= 5000 rot/min

Turatia de moment maxim n_M= 3000 rot/min (majoritatea motoarelor modelelor similare au aceste valori ale turatiilor de putere maxima si moment maxim).

Se calculeaza puterea maxima a motorului

[kW]    (42)

P_max= 38,05140 kW.

Se construieste caracteristica externa a motorului determinata din conditia de viteza maxima in palier.

, pentru n<n_med,    (43)

N_med= ;

, pentru n>n_med. (44)

Se obtine

Figura 14. Caracteristica externa a motorului autoturismului proiectat.

Pentru alegerea definitiva a motorului se aleg doua motoare similare (motoarele ce echipeaza autoturismele Renault Clio si Suzuki Alto) si se construieste caracteristica lor relativa. Se compara aceste caracteristici cu caracteristica relativa a motorului autoturismului proiectat.

Figura 15. Caracteristicile relative ale motoarelor similare cu motorul

autoturismului proiectat.

Se alege motorul ce echipeaza autoturismul Suzuki Alto deoarece, asa cum se poate observa din reprezentarea grafica, acest motor prezinta o rezerva de putere mai mare.

Parametrii principali ai acestui motor sunt

capacitate cilindrica 993 cm³

alezaj 72,0 mm

cursa 61,0 mm

raport de compresie 9,4.

Caracteristica exterioara a acestui motor este reprezentata in figura 16

Figura 16 Caracteristica exterioara a motorului autoturismului

Suzuki Alto.

Dimensiunile motorului se pot exprima cu formulele

lungimea blocului motor:

L_B=n*(1,231,33)*D [mm];    (45)

unde: n reprezinta numarul de cilindri; n=4

D reprezinta alezajul

Se obtine L_B=4*1,30*72= 374,4 mm.

inaltimea blocului motor

h_B= (1,231,33)*S [mm];    (46)

unde S reprezinta cursa pistonului; S= 61mm.

Se obține h_B=1,31*61= 79,3 mm.

La aceste valori se adauga inaltimea chiulasei si a baii de ulei. Se aproximeaza inaltimea totala de 300 mm.

9. Determinarea marimilor caracteristice sistemului de directie

9.1.Rolul si cerintele sistemului de directie

Sistemul de directie asigura maniabilitatea automobilului, adica capacitatea acestuia de a se deplasa in directia comandata de catre conducator, respectiv de a executa virajele dorite si de a mentine mersul rectiliniu, atunci cand virajele nu sunt necesare.

Sistemul de directie este unul din mecanismele principale ale automobilului care are un rol hotarator asupra sigurantei circulatiei, mai ales in conditiile cresterii continue a parcului de automobile si a vitezei lor de deplasare.

Sistemul de directie serveste la dirijarea automobilului pe traiectoria dorita. Schimbarea directiei (virarea) automobilului se realizeaza prin pozitionarea rotilor de directie, si anume prin schimbarea planului (bracarea) rotilor in raport cu planul longitudinal al automobilului.

Sistemul de directie trebuie sa asigure automobilului o buna maniabilitate si stabilitate. Un sistem de directie este considerat stabil daca la bracarea rotilor apar momente de readucere a acestora in pozitia corespunzatoare mersului in linie dreapta. Pentru ameliorarea maniabilitatii si stabilitatii directiei se adopta o geometrie speciala a rotilor directoare.

Sistemul de directie trebuie sa satisfaca urmatoarele conditii

stabilizarea miscarii rectilinii (rotile de directie dupa ce virajul s-a efectuat sa aiba tendinta de a reveni in pozitia corespunzatoare mersului in linie dreapta)

sa asigure manevrarea usoara a directiei (efortul necesar pentru manevrarea directiei sa fie cat mai redus)

unghiurile de asezare ale rotilor sa se modifice cat mai putin in timpul virarii

sa permita obtinerea unei raze minime de viraj cat mai reduse

sa aiba un randament cat mai ridicat

sa elimine oscilatiile unghiulare ale rotilor de directie in jurul pivotilor fuzetelor (fenomen cunoscut sub denumirea de shimmy si care produce uzura articulatiilor si pneurilor, precum si instabilitatea directiei)

sa fie suficient de ireversibil, astfel incat socurile provenite din neregularitatile caii sa fie suficient de mici pentru a realiza o conducere sigura in raport cu viteza automobilului)

sa necesite acelasi numar de rotatii ale volanului (de la pozitia rotilor de mers in linie dreapta) pentru aceeasi raza de viraj la stanga sau la dreapta

sa permita inclinarea rotilor in viraj, astfel incat sa nu se produca alunecarea lor

sa asigure compatibilitatea directiei cu suspensia (oscilatiile suspensiei sa nu provoace oscilatiile rotilor de directie)

sa permita reglarea si intretinerea usoare

sa nu prezinte uzuri excesice care pot duce la jocuri mari si prin aceasta la micsorarea sigurantei conducerii

constructia sa fie simpla, sa nu produca blocari si sa prezinte o durabilitate cat mai mare.

9.Volanul

Volanul reprezinta elementul de comanda al sistemului de directie, fiind construit dintr-un butuc, una-trei spite si o coroana.

Diametrul coroanei volanului depinde de tipul automobilului, pentru autoturisme se recomanda ca aceasta sa fie D_v= mm, cu valori spre limita inferioara a intervalului pentru autoturismele mici.

In cadrul proiectului se adopta D_v= 350mm.

In figura 18 sunt prezentate dimensiunile volanului.

D_v= 300 500 mm

h= 70 125 mm

a b= 20^o/140^o

Figura 18. Dimensiunile volanului

Pentru realizarea maxim de bracare a rotilor, volanul trebuie sa se roteasca, in medie, de 1- 1,75 ori, adica un numar total de rotatii de 2- 3,5 ori. Analizand si modelele similare se alege un numar de 3 rotatii complete ale volanului.

Forta la volan trebuie sa fie cat mai mica pentru a avea din partea conducatorului un efort cat mai redus. De aceea se recomanda ca forta la volan sa nu depaseasca 15 daN.

Momentul cu care trebuie actionat volanul se calculeaza cu relatia

[daNm]; (48)

Se obtine M_v=2,625 daNm.

9.3. Unghiurile de stabilitate a directiei

Studiul unghiurilor de stabilitate a directiei este foarte impotant deoarece alegerea si reglarea lor corespunzatoare asigura diminuarea uzurii pivotilor si articulatiilor, micsorarea momentului incovoietor la fuzeta si pivoti, mentinerea rotilor in pozitie stabila de mers rectiliniu, usureaza orientarea rotilor si permite rotilor sa lucreze pe calea de rulare sub un unghi convenabil. Valorile acestor unghiuri sunt corelate intre ele, putandu-se gasi multe combinatii care sa asigure buna stabilitate a autoturismului, precum si o uzura mai mica a pneurilor.

9.3.1. Unghiul de cadere al rotilor

Unghiul de cadere g este format de planul rotii cu planul longitudinal al autovehiculului. Acest unghi poate fi pozitiv, zero sau negativ (figura 19).

Figura 19. Unghiul de cadere al rotilor

Prin micsorarea distantei dintre roata si pivot, momentul fortelor de rulare (care tind sa roteasca roata in jurul pivotului) scade, micsorandu-se astfel momentul necesar bracarii. De asemenea, existenta acestui unghi ajuta la descarcarea rulmentilor de la capatul fuzetei, deoarece componenta axiala a reactiunii (figura 20) are sensul spre interior.

Daca unghiul de cadere nu este cel indicat efectele pot fi:

marimea excesiva a unghiului de cadere pozitiv conduce la uzura pneului pe banda exterioara (figura 21)

marimea excesiva a unghiului de cadere negativ produce uzuri pe banda interioara a pneului (figura 22)

Figura 20

cand unghiurile de cadere sunt inegale directia "trage" inspre partea in care unghiul este mai mare. Acest lucru se intampla cand diferenta unhiurilor este mai mare de 30

un unghi de cadere incorect poate produce uzura excesiva a rulmentului (figura 23, 24).

Figura 21. Efectele cresterii excesive a unghiului de cadere pozitiv

Figura 2 Efectele cresterii excesive a unghiului de cadere negativ

Unghiul de cadere creaza insa dezavantajul ca roata are tendinta de rulare spre exteriorul vehiculului.

La toate automobilele similare unghiul de cadere nu este reglabil.

Valorile obisnuite pentru autoturisme sunt .

Analizand si modelele similare, aleg g =1^o. Valoarea lui g nu este maxima pentru a duce la o uzura rapida a pneurilor, dar conferind siguranta micsorarii momentului necesar bracarii.

9.3. Unghiul de convergenta al rotilor

Unghiulde convergenta d este format in plan orizontal de planele celor doua roti directoare. Unghiul de convergenta poate fi negativ, nul sau pozitiv (figura 25). Acest unghi se prevede in scopul micsorarii tendintei de deschidere a rotilor directoare si eliminarii jocurilor din sistemul de directie (eliminand astfel si o sursa de oscilatie a rotilor). O convergenta prea mare provoaca o uzura accentuata a pneurilor pe bordura exterioara (figura 26), astfel incat se impune ca in timpul mersului rectiliniu (datorita tensionarilor din sistemul de directie si anularii jocurilor), unghiul de convergenta sa devina zero, adica rotile sa ruleze paralel.

Convergenta zero

Convergenta pozitiva

Convergenta negativa

Figura 25. Tipurile de convergenta ale rotilor directoare

La rotile directoare motoare (puntea fara motoare), rotile trebuie sa aiba un unghi de convergenta negativ (divergenta), deoarece forta motoare creeaza fata de pivot un moment care tinde sa inchida rotile.

La majoritatea automobilelor convergenta se regleaza din pozitionarea capatului de bara fata de bara de directie.

Marimea convergentei se exprima in grade sau in milimetri (diferenta distantelor f si s dintre bordurile jantelor- in plan orizontal- inaintea si in spatele puntii).

Figura 26. Uzura provocata de convergenta excesiva

La exprimarea in milimetri valorile uzuale pentru autoturisme sunt: s - f= 5] mm, echivalentul in grade fiind d ¢ ^¢]. Deoarece convergenta rotilor anuleaza efectul negativ al unghiului de cadere (tendinta de rulare spre exterior), teoretic d g , practic este suficient ca

(49)

Valorile uzuale fiind d ^{¢ ¢}

Cum g , rezulta d ^¢

9.3.3. Unghiul de inclinare longitudinala al pivotului (unghiul de fuga)

Unghiul de fuga b este format in plan longitudinal de axa pivotului si verticala la sol. Unghiul de fuga poate fi negativ, zero sau pozitiv (figura 27).

Unghiul de fuga este un unghi de stabilitate

daca unghiul de fuga pozitiv are valori mari, sistemul de directie va fi foarte stabil (revenirea rotilor directoare in pozitia de mers rectiliniu se va face foarte rapid)

daca unghiul de fuga este pozitiv, efortul depus de conducator pentru a vira va creste odata cu cresterea unghiului, iar neregularitatile drumului vor fi simtite foarte usor de catre conducatorul auto (figura 28)

daca unghiurile de stabilitate sunt inegale directia "trage" inspre partea in care unghiul de fuga are valoarea cea mai mica.

Unghiul de inclinare longitudinala nul

Unghiul de inclinare longitudinala pozitiv

Unghiul de inclinare longitudinala negativ

Figura 27 Tipuri de unghiuri de fuga

La toate automobilele similare unghiul de fuga nu este reglabil.

Deoarece, la pneurile elastice, reactiunea laterala asupra pneurilor actioneaza inapoia centrului suprafetei de contact dintre pneu si sol, se asigura prin aceasta un moment stabilizator chiar fara inclinarea longitudinala a pivotului. Pentru a nu crea un moment stabilizator prea mare, valorile unghiului de fuga la automobile sunt relativ mici b

Figura 28. Unghiul de fuga prea mare transmite socuri vehiculului

In mod obisnuit se adopta     (49)

unde a este unghiul de inclinare transversala al pivotului.

9.4. Unghiul de inclinare transversala al pivotului

Unghiul de inclinare transversala a este format in plan transversal de axa pivotului si verticala la calea de rulare (figura 29). Acest unghi determina micsorarea bratului de rulare r_o, adica micsorarea momentului necesar virarii, marind totodata stabilitatea rotii. In acelasi timp, prin bracarea rotii in jurul unui pivot inclinat, se creaza un moment de redresare a directiei. Unghiul a micsoreaza oscilatiile rotii la aparitia jocurilor si micsoreaza necesitatea unui unghi de cadere prea mare.

Un unghi de inclinare a mare ingreuneaza insa virarea deoarece, la bracarea rotii, partea dinspre interior a puntii directoare se ridica. Ridicarea este provocata de faptul ca, la bracare, punctul de contact K (figura 29,a) dintre pneu si calea de rulare descrie o traiectorie circulara in jurul pivotului, deci inclinata cu unghiul a fata de orizontala. Traiectoria punctului K, neputand cobora sub orizontala caii de rulare, obliga puntea sa se ridice, ceea ce inseamna depunerea unui efort sporit pentru bracare. La incetarea actiunii de bracare, ansamblul pivot- fuzeta- roata tinde sa coboare si deci roata are tendinta de revenire la pozitia de mers rectiliniu.

La automobilele actuale, unghiul de inclinare transversala al pivotului are valori de a

In ultimul timpa se acrediteaza ideea obtinerii- fara a mari unghiul de inclinare- a unui brat de rulare cu r_o negativ, adica pivotul sa intersecteze calea de rulare in afara planului median al rotii directoare. Bratul de rulare negativ impune impingerea articulatiei balansierului inferior al suspensiei aproape pana la planul median al rotii.

Figura 29

Analizand si valorile unmghiurilor de inclinare transversala ale pivotilor modelelor similare se alege a

Rezulta unghiul de inclinare longitudinala al pivotului b