Gheorghe Ciolan

Ion Preda

DINAMICA AUTOVEHICULELORPartea I

Editura Universitii Transilvania Braov - 2009

1 PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOVEHICULELORParametrii constructivi definesc caracteristici constructive i funcionale prin intermediul crora pot fi comparate performanele autovehiculelor.

1.1 PARAMETRII DIMENSIONALIn funcie de tipul, destinaia i parametrii energetici ai autovehiculului stabilii prin tema de proiectare sau prin calcul, se vor adopta parametrii dimensionali. Valorile acestora vor fi estimate prin comparaie cu cele ale unor autovehicule similare existente.

Fig. 1.1 Dimensiunile principale ale autovehiculelor Mrimea autovehiculelor, capacitatea de trecere, maniabilitatea i stabilitatea depind de dimensiunile principale ale acestora. Aceste dimensiuni sunt reprezentate n figura 1.1: ampatamentul L este definit ca distana dintre axa geometric a punii din fa i cea a punii din spate. La autovehiculele cu trei puni (dou puni n spate) ampatamentul se definete ca distana dintre axa geometric a punii din fa i jumtatea distanei dintre axele punilor din spate; ecartamentul roilor din fa B1 i al roilor din spate B2 reprezint distanele dintre planurile mediane verticale de simetrie ale roilor punii din fa, respectiv ale punii din spate. La autovehiculele cu puntea din spate cu roi duble (pe aceiai parte) ecartamentul este considerat ca distana dintre planurile verticale aflate la jumtatea distanei dintre roile de aceiai parte.

1.1.1 Dimensiunile de gabaritSunt date de dimensiunile maxime ale autovehiculului pe cele trei direcii (axe): lungimea A este distana dintre planul transversal perpendicular pe axul drumului tangent la extremitatea din fa i planul transversal perpendicular pe axul drumului tangent la extremitatea din spate ale autovehiculului; limea D este dat de distana dintre dou planuri longitudinale paralele cu axa longitudinal a autovehiculului, perpendiculare pe suprafaa drumului i tangente la prile din dreapta i din stnga ale acestuia;1

nlimea H reprezint distana dintre planul drumului i un plan paralel cu acesta tangent la punctul cel mai de sus al autovehiculului; raza interioar de gabarit Rig este raza cercului descris de punctul autovehiculului aflat cel mai aproape de centrul virajului; raza exterioar de gabarit Reg este raza cercului descris de punctul autovehiculului aflat cel mai departe de centrul virajului; fia de gabarit Bg este dat de diferena dintre raza exterioar de gabarit Reg i raza interioar de gabarit Rig, figura 1.2: Bg = Reg - Rig

Fig. 1.2 Fia de gabarit a autovehiculelor

1.1.2 Parametrii dimensionali ai capacitii de trecere unghiul de trecere fa 1 este unghiul format de planul drumului i un plan tangent la roile punii din fa i la partea cea mai de jos din fa a autovehiculului; unghiul de trecere spate 2 este unghiul format de planul drumului i un plan tangent la roile punii din spate i la partea cea mai de jos din spate a autovehiculului; consola fa l1 este dat de distana dintre axa punii din fa i un plan transversal perpendicular pe suprafaa drumului tangent la extremitatea din fa a autovehiculului; consola spate l2 este dat de distana dintre axa punii din spate i un plan transversal perpendicular pe suprafaa drumului tangent la extremitatea din spate a autovehiculului; raza longitudinal de trecere 1 reprezint raza unui cilindru tangent la roile punii din fa, la roile punii din spate i la partea cea mai de jos dintre puni; raza transversal de trecere 2 reprezint raza unui cilindru tangent la roile din partea stng, la roile din partea dreapt i la partea cea mai de jos a autovehiculului; garda la sol (lumina) c este distana dintre planul drumului i un plan paralel cu acesta tangent la partea cea mai de jos a autovehiculului.

1.1.3 Geometria direciein categoria parametrilor dimensionali pot fi considerate i unghiurile de montaj ale roilor punii directoare, care caracterizeaz geometria direciei (figura 1.3). Convergena roilor de direcie se msoar ntr-un plan paralel cu suprafaa drumului la nivelul diametrului exterior al jantelor i este dat de diferena dintre distanele A i B dintre partea din2

spate, respectiv din fa a jantei roii din stnga i a jantei roii din dreapta (figura 1.3). Valorile uzuale ale convergenei roilor sunt cuprinse ntre 05 mm = A-B, roile fiind nchise n partea din fa. Unele roi de direcie au convergen negativ, ceea ce nseamn c roile sunt deschise n partea din fa.

Fig. 1.3 Unghiurile roilor de direcie Convergena asigur rularea roilor pe traiectorii paralele. n funcie de forele care acioneaz asupra roilor directoare (roi motoare sau nemotoare) i a existenei deportului, se dezvolt momente care tind s deschid sau s nchid roile. Aceste tendine sunt atenuate prin existena convergenei, respectiv a divergenei roilor directoare. Valorile mari ale convergenei sau divergenei roilor directoare genereaz frecri mari ntre roi i drum, determinnd uzuri suplimentare ale pneurilor, creterea rezistenelor la rulare, iar ca o consecin a acestora va crete consumul de combustibil al autovehiculului. Deportul transversal al roilor de direcie x reprezint distana dintre urma axului pivotului pe drum i planul vertical de simetrie al roii (figura 1.3). Unghiul de cdere este unghiul format de planul de simetrie al roii i un plan vertical perpendicular pe suprafaa drumului (figura 1.3). Acest unghi: asigur stabilitatea micrii roilor de direcie prin micorarea tendinei de oscilare a acestora n limita permis de jocurile din rulmenii butucului; genereaz componenta axial a reaciunii drumului asupra roii ZR sin , care prin mpingerea butucului spre interior anuleaz jocul din rulmeni i descarc piulia de fixare i reglare din captul fuzetei; micoreaz deportul transversal al roii x i prin aceasta se micoreaz momentul necesar bracrii roilor; mrete uzura prii exterioare a benzii de rulare a pneurilor. Pentru cele mai multe tipuri constructive de autovehicule valorile uzuale ale acestui unghi sunt pozitive (roile sunt nclinate spre exterior): 0,52, dar exist i construcii cu valori negative (roile sunt nclinate spre interior): 00,5. Valorile unghiului de cdere i convergenei sunt corelate pentru a asigura paralelismul planurilor de rotaie ale roilor directoare. Unghiul de nclinare transversal a pivotului este unghiul format de axul pivotului i un plan vertical perpendicular pe suprafaa drumului (figura 1.3). Existena acestui unghi: asigur revenirea roilor la deplasarea n linie dreapt dup ce acestea au fost bracate pentru a efectua un viraj, prin generarea unui moment stabilizator; mbuntete stabilitatea roilor de direcie prin asigurarea revenirii acestora la poziia de rulare n linie dreapt; mrete efortul la volan n momentul virrii, prin aceasta micornd manevrabilitatea autovehiculului. n funcie de tipul autovehiculului unghiul de nclinare transversal a pivotului are valori de: 310, valorile mai mici fiind pentru autovehiculele grele.

3

Unghiul de nclinare longitudinal a pivotului (unghiul de fug) este unghiul format de axul pivotului i un plan vertical ce trece prin axul roii (figura 1.3). Acest unghi: asigur stabilitatea roilor de direcie prin dezvoltarea unui moment stabilizator; asigur revenirea roilor la deplasarea n linie dreapt dup ce acestea au fost bracate pentru a efectua un viraj; micoreaz manevrabilitatea autovehiculului prin mrirea efortului la volan n momentul virrii. Pentru majoritatea construciilor valorile acestui unghi sunt cuprinse ntre: 05.

1.2 PARAMETRII DE GREUTATEDestinaia, tipul i dimensiunile principale determin greutatea proprie, greutatea total i capacitatea de ncrcare ale autovehiculelor. La tractoare i autovehicule speciale, greutatea este un parametru care caracterizeaz aderena, calitile de traciune i presiunea specific pe sol. Astfel se stabilesc: greutatea proprie Go; greutatea totala Ga; repartiia greutii totale a autovehiculului pe puni G1 i G2; repartiia greutii pe roi; poziia centrului de greutate n plan longitudinal; nlimea centrului de greutate. Greutatea proprie a autovehiculului Go este greutatea autovehiculului complet echipat, alimentat, fr ncrctur i fr persoane la bord. Greutatea util a autovehiculului Gu reprezint greutatea ncrcturii pe care o poate transporta un autovehicul. La autocamioane, greutatea conductorului i a persoanelor de deservire nu sunt incluse n greutatea util. In cazul autovehiculelor destinate transportului de persoane greutatea util include greutatea conductorului, a personalului de deservire, a pasagerilor i a bagajelor. La autobuze greutatea util se determin n funcie de numrul de locuri pe scaune n, la care se mai adaug numrul de locuri n picioare m (56 locuri pe metrul ptrat disponibil al podelei) n cazul autobuzelor urbane. Greutatea unei persoane Gp se consider 750 N, iar greutatea bagajului Gb pentru fiecare persoan se apreciaz la 50 N pentru autobuzele urbane i autocamioane i 250 N la autoturisme, autobuze interurbane i autobuze turistice. Greutatea total a autovehiculului Ga rezult prin nsumarea greutii proprii Go, greutii utile Gu , greutii persoanelor Gp i a bagajelor Gb, astfel: pentru autocamioane: Ga = Go + Gu + (n + 1) (Gp + Gb) pentru autobuze urbane: Ga = Go + (n + m + 1) (Gp + Gb) pentru autobuze turistice: Ga = Go + (n + 1) (Gp + Gb)) pentru autoturisme: Ga = Go + n (Gp + Gb).4

Unele caracteristici orientative de greutate pentru autoturisme sunt date n tabelul 1.1 Categoria autoturismului Foarte mici Mici Medii Mari Tabelul 1.1 Caracteristicile de greutate ale autoturismelor Capacitatea cilindric a Greutatea proprie Go motorului [l] [kg] Pn la 0,849 Maxim 700 0,850 1,299 700 960 1,300 2,500 960 1400 Peste 2,500 Peste 1400

Greutatea total a autotrenurilor Ga rezult prin nsumarea greutii totale a autovehiculului tractor (care tracteaz) cu greutatea total remorcat (a remorcii, semiremorcii sau trailerului). Greutatea remorcat este dat de greutatea proprie plus ncrctura remorcii, semiremorcii sau trailerului. Greutatea aderent reprezint greutatea repartizat pe puntea (punile) motoare. Coeficientul de utilizare a greutii G este un element care permite compararea autovehiculelor din punct de vedere al parametrilor de greutate i este dat de relaia:

G =

Gu . G0

Greutate constructiv este greutatea autovehiculului nealimentat cu combustibil, fr ulei, lichid de frna i de rcire, fr scule i greuti suplimentare. Acest parametru servete la aprecierea consumului de metale i alte materiale ce intr n construcia autovehiculului. Greutatea de exploatare este greutatea total a autovehiculului, alimentat, cu greuti suplimentare sau ap n pneuri, cu conductor, scule, inclusiv greutatea agregatelor auxiliare, greutatea mainilor agricole purtate, sau a unei pri din greutatea mainilor agricole semipurtate.

1.2.1 Repartizarea greutii autovehicululuiRepartizarea greutii totale Ga (sau a greutii de exploatare n cazul autovehiculelor speciale) pe punile, respectiv pe roile autovehiculului, se realizeaz n funcie de tipul constructiv i destinaia autovehiculului.

Fig. 1.4 Repartizarea greutii autovehiculului pe puni S-au fcut urmtoarele notaii: G1 greutatea repartizat pe puntea din fa; G2 greutatea repartizat pe puntea din spate;5

a i b coordonatele centrului de greutate n plan longitudinal; hg nlimea centrului de greutate; G1S , G1D greutile repartizate pe roata din stnga, respectiv dreapta ale punii din fa; G2S ,G2D greutile repartizate pe roata din stnga, respectiv dreapta ale punii din spate. Dac se are n vedere repartizarea greutii pe punile autovehiculului i se scrie ecuaia echilibrului de fore n plan vertical i de momente n raport cu centrul de greutate O, rezult: FV Mo Ga = G1 + G2 G1 a = G2 b , G1 = G2 (1.1)

b a

i

G2 = G1

a b

nlocuind G1 respectiv G2 din relaia 1.1 rezult: G1 a = (Ga G1) b(Ga G2) a = G2 b

G1 a + G1 b = Ga bG2 a + G2 b = Ga a

G1 = Ga G2 = Ga

b L a L

Pentru mbuntirea calitilor de traciune se recomand ca puntea (punile) motoare s fie mai ncrcate. Pentru a asigura o maniabilitate i stabilitate n curbe mai bune, este necesar ca puntea (punile) directoare s fie mai ncrcate. n vederea asigurrii unei uzuri uniforme a anvelopelor ar trebui ca ncrcarea roilor s fie aceiai. Repartizarea greutii pe punile autovehiculelor se face nc din faza de proiectare n funcie de destinaia acestora.

1.2.2 Determinarea poziiei centrului de greutatePoziia centrului de greutate C n plan longitudinal este definit de dimensiunile a i b, iar n plan vertical de nlimea centrului de greutate hg . Aceste coordonate ale centrului de greutate pot fi determinate experimental conform schiei prezentate n figura 1.5. Conform figurii 1.5, pentru determinarea nlimii centrului de greutate hg, se determin prin cntrire greutatea total a autovehiculului Ga i repartiia acesteia pe punile din fa G1, respectiv din spate G2, ceea ce permite calcularea dimensiunilor a i b cu relaiile 1.2:a= G2 L; Ga b= G1 L. Ga (1.2)

Apoi se blocheaz suspensia punii din spate, se ridic puntea din fa a autovehiculului la un ' unghi = 1015o i se msoar greutile ce revin punilor din fa G1' i din spate G2 n aceast poziie. Pentru a compensa influena deformaiilor anvelopelor, se fac aceleai determinri inversnd puntea ridicat, adic se ridic i puntea din spate i se msoar greutile ce revin " punilor din fa G1" i din spate G2 . Cunoscnd aceste mrimi i coordonatele longitudinale ale centrului de mas, se poate scrie: Ga a = G2 (a + b ) , de unde: Ga = G2 a+b L = G2 . a a (1.3)

G2 '(a + b ) cos Ga (a cos + (hg r ) sin ) = 0 .6

Dac se scrie ecuaia de momente n raport cu axa roilor din fa (punctul O) se obine:

Fig. 1.5 Determinarea experimental a coordonatelor centrului de greutate Din aceast relaie, prin nlocuirea valorilor date de relaia 1.3, se obine expresia nlimii centrului de mas hg :G ' hg = a ctg 2 1 + r , G 2

sau:hg = L Ga G ' G2 2 ctg + r ,

unde: r este raza roii autovehiculului. Orientativ, n tabelul 1.2 sunt date valorile medii ale coordonatelor centrului de greutate pentru diferite tipuri de autovehicule.Tabelul 1.2 Coordonatele centrului de greutate nlimea centrului de greutate hg [m] b

Tipul autovehiculului Autoturisme Autocamioane Autobuze

a L0,45 0,55 0,550,75 0,400,55

L0,45 0,55 0,25 0,45 0,45 0,60

gol 0,50,6 0,7 1,0 0,7 1,2

ncrcat 0,60,8 0,91,1 0,81,3

Repartizarea greutii pe roile aceleiai puni se face prin mprirea greutii ce revine punii la numrul de roi al acesteia.7

1.3 PARAMETRII DINAMICICalitile dinamice ale autovehiculelor sunt date de parametrii dinamici, cu ajutorul crora pot fi comparate performanele dinamice ale acestora. Aceti parametri se determin la deplasarea autovehiculului, ncrcat la sarcina nominal, pe drum orizontal de calitate foarte bun. Viteza autovehiculului va reprezint spaiul parcurs de acesta n unitatea de timp:

va =

S , t

n care: S este spaiul parcurs de autovehicul; t reprezint timpul n care se parcurge spaiul S.

Viteza minim este definit ca valoarea cea mai mic a vitezei autovehiculului n treapta nti de viteze, cu motorul funcionnd fr ntreruperi. Viteza minim pe trepte de viteze reprezint valoarea cea mai mic a vitezei autovehiculului determinat pentru fiecare treapt de viteze, cu motorul funcionnd fr ntreruperi. Viteza maxim este viteza cea mai mare cu care se poate deplasa autovehiculul pe un drum orizontal, de calitate foarte bun, cu treapta superioar din cutia de viteze, ncrcat la sarcina nominal. Viteza medie tehnic este viteza rezultat prin mprirea parcursului efectuat de autovehicul la timpul de mers efectiv. Viteza de exploatare (comercial) este viteza rezultat prin mprirea parcursului efectuat de autovehicul la timpul total n care s-a efectuat cursa (timpul de mers efectiv, timpii de ncrcaredescrcare, timpii pentru urcarea sau coborrea pasagerilor, etc.). Viteza economic este viteza de deplasare la care consumul de combustibil al autovehiculului este minim. Viteza teoretic este cea care se determin cu relaia:vt = r =

e ritr

,

n care: r este raza de rulare a roii motoare, respectiv raza de angrenare a roii motoare n cazul autovehiculelor pe enile; viteza unghiular a roii motoare; e viteza unghiular a motorului; itr raportul total de transmitere al transmisiei autovehiculului.

Acceleraia autovehiculului aa reprezint variaia vitezei n unitatea de timp:aa = va S = 2 , t t

Timpul de demarare td este timpul necesar ca autovehiculul s ating 0,9 din viteza maxim, pornind de pe loc, cu schimbarea succesiv a tuturor treptelor de viteze, pe un drum orizontal de calitate foarte bun, ncrcat la sarcina nominal.8

Spaiul de demarare Sd este spaiul parcurs de autovehicul pn la 0,9 din viteza maxim n condiiile descrise la definirea timpului de demarare. Spaiul de frnare Sf , este distana parcurs de un autovehicul frnat din momentul intrrii n aciune a sistemului de frnare, pn la oprirea sa complet, cu motorul decuplat. Spaiul de oprire So este distana parcurs de un autovehicul frnat, ncepnd din momentul sesizrii de ctre conductorul auto a necesitii frnrii i pn la oprirea complet, cu motorul decuplat. Spaiul de rulare liber Srl este distana parcurs de autovehicul fr acionarea sistemului de frnare, din momentul decuplrii motorului de transmisie pn la oprirea complet. Factorul dinamic D este un parametru adimensional folosit pentru aprecierea i compararea performanelor dinamice ale autovehiculelor i este determinat de raportul dintre fora dinamic excedentar Fe i greutatea total Ga : D= Fe FR Fa , = Ga Ga

unde: FR este fora la roat; Fa fora de rezisten a aerului; Ga greutatea total a autovehiculului.

Fora de traciune la crlig Fc este fora disponibil la dispozitivul de remorcare al autovehiculului care este folosit la tractarea remorcilor, semiremorcilor sau mainilor agricole tractate. Rampa maxim max este valoarea maxim a rampei, exprimat n grade sau n procente, pe care o poate urca autovehiculul, ncrcat la sarcina nominal.

1.4 CALITILE TEHNICE I DE EXPLOATARE ALE AUTOVEHICULULUICalitile tehnice i de exploatare caracterizeaz posibilitatea utilizrii autovehiculului la o productivitate maxim, n condiiile unei securiti de circulaie ridicate. Cele mai importante caliti tehnice de exploatare ale autovehiculelor sunt enumerate n continuare.

Calitile de traciune sunt determinate de performanele autovehiculului: viteza maxim, acceleraia, timpul i spaiul de demarare, deceleraia maxim i spaiul de frnare, care depind de performanele motorului, de parametrii transmisiei i de rezistenele care se opun deplasrii autovehiculului. Economicitatea reprezint posibilitatea autovehiculului de a efectua transporturi cu consumuri de combustibil ct mai reduse. Aceasta depinde de parametrii motorului, ai transmisiei i sistemului de rulare, de greutatea transportat, de valorile rezistenelor la naintare, de caracteristicile i calitatea drumului. Durabilitatea este dat de calitatea autovehiculului de a funciona timp ndelungat fr defeciuni, n limita uzurilor admise. Ea este determinat de factori constructivi: calitatea materialelor folosite la fabricarea pieselor, tehnologia de fabricare a pieselor, tehnologia de montaj,9

felul ungerii i de factori de exploatare: calitatea i starea drumului, condiiile meteorologice, calitatea combustibilului i lubrifiantului, calitatea i ritmicitatea reviziilor tehnice periodice, calificarea conductorului auto, etc.

Maniabilitatea este determinat de calitatea autovehiculului de a efectua cu uurin schimbri de direcie i de a menine direcia de deplasare dorit. Depinde de construcia autovehiculului, de parametrii sistemului de direcie, de elasticitatea transversal a pneurilor i de poziia centrului de mas. Confortabilitatea este calitatea autovehiculului de a circula cu viteze mari pe drumuri de calitate bun, fr ocuri sau oscilaii mari care s provoace obosirea excesiv a pasagerilor, deteriorarea mrfurilor transportate sau avarierea organelor i agregatelor proprii. Stabilitatea autovehiculului reprezint capacitatea acestuia de a se deplasa rectiliniu sau n curbe, pe rampe i pante, pe drumuri nclinate transversal, fr a se rsturna, a patina, aluneca sau derapa. Cheltuielile de ntreinere i reparaii sunt determinate de simplitatea i uurina cu care acestea se pot efectua. De asemenea ele depind de accesibilitatea la punctele de ungere i reglare, de simplitatea montrii i demontrii agregatelor, de gradul de unificare i interschimbabilitate a pieselor i agregatelor autovehiculului.Calitile tehnice ale unui autovehicul nu se pot aprecia n afara legturii care exist ntre acestea i condiiile de exploatare. Deci, gradul de concordan dintre calitile tehnice ale autovehiculului i condiiile de exploatare constituie indicele principal de apreciere a unei construcii sau a alteia.

1.5 PARAMETRII ENERGETICIParametrii energetici cuprind date ce caracterizeaz motoarele cu care sunt echipate autovehiculele. Motorul este elementul esenial ce determin parametrii dinamici i calitile de exploatare ale autovehiculelor. Sursa de energie cea mai utilizat pentru propulsia autovehiculelor este motorul cu ardere intern. n motorul cu ardere intern are loc transformarea energiei chimice a combustibilului n energie mecanic. Motoarele cu ardere intern sunt: motor cu aprindere prin scnteie n care aprinderea amestecului carburant este iniiat de o scnteie electric dat de bujie; motor cu aprindere prin comprimare n care amestecul carburant se autoaprinde. Influena motorului asupra dinamicii i calitilor de exploatare ale autovehiculului este determinat de caracteristica lui exterioar. n afara acestor motoare larg rspndite s-a ncercat i utilizarea altor tipuri de motoare cum sunt: motoarele cu ardere extern (turbina cu gaze i motorul cu aburi); motoare cu pistoane rotative; motoare electrice. n ceea ce privete utilizarea motoarelor electrice la autoturisme se ntreprind cercetri pentru realizarea de baterii de acumulatori cu capacitate mare de ncrcare, timp de ncrcare mic, greutate mic i pre de cost redus care s asigure o autonomie suficient n condiii de eficien dinamic i economic. La alegerea motorului care echipeaz un anumit autovehicul trebuie s se in seama de condiiile de exploatare specifice acestuia. Caracteristica exterioar a motoarelor reprezint dependena dintre puterea efectiv, momentul efectiv, consumul orar, consumul specific de combustibil i turaia arborelui cotit, la admisie plin (maxim) de combustibil. n figura 1.6 sunt prezentate caracteristici de turaie exterioare tipice pentru motoarele cu10

aprindere prin scnteie i cu aprindere prin comprimare.

Fig. 1.6 Caracteristica exterioar de turaie: a motor fr limitator de turaie (MAS cu carburator); b motor cu limitator de turaie (MAC i MAS cu injecie)Determinarea experimental a caracteristicii exterioare de turaie se face pe standuri de ncercri. Pentru aceasta, admisia maxim de combustibil se realizeaz la poziia de debit maxim a pompei de injecie, la motoarele cu aprindere prin comprimare (M.A.C.) sau la motoarele cu aprindere prin scnteie cu injecie (M.A.S.I.), iar la motoare cu aprindere prin scnteie cu carburator (M.A.S.), la deschiderea complet a clapetei de acceleraie. ncrcarea motorului se realizeaz cu o frn care permite obinerea unui moment rezistent variabil, prin aceasta modificndu-se turaia. Parametrii care descriu performanele maxime ale motoarelor i care permit compararea acestora, sunt cei reprezentai n caracteristica exterioar: Pe putere efectiv a motorului; Me momentul efectiv; C consumul orar de combustibil; c consumul specific de combustibil; Pm puterea nominal (maxim); nm turaia corespunztoare puterii nominale (maxime); MM momentul maxim; nM turaia corespunztoare momentului maxim; nmax turaia maxim; nmin turaia minim stabil de funcionare n sarcin maxim (pe caracteristica exterioar). Unele motoare cu aprindere prin scnteie i toate motoarele cu aprindere prin comprimare sunt prevzute cu regulator limitator de turaie (figura 1.6 b), care are rolul s limiteze turaia maxim a motorului la o anumit valoare, pentru a proteja motorul de supraturaii i pentru a evita funcionarea acestuia n regim neeconomic i poluant. Poriunea caracteristicii dintre turaia nominal nm i turaia maxim nmax este denumit caracteristic de regulator. Intervalul cuprins ntre turaia de moment maxim nM i turaia de putere maxim nmax este considerat zona de funcionare stabil a motorului. Dac se urmrete evoluia graficelor puterii i momentului pe caracteristica exterioar se poate constata c n aceast zon, la scderea turaiei (cnd rezistenele la naintarea autovehiculului cresc), scade puterea, dar aceast micorare a puterii este compensat de creterea de moment. Tot n aceast zon se afl i consumul specific minim. Mrimea zonei de funcionare stabil este caracterizat de coeficientul de elasticitate al motorului, definit ca raportul dintre turaia de moment maxim i turaia de putere maxim (nominal):ce = nM . nm

Valorile uzuale ale coeficienilor de elasticitate ai motoarelor cu ardere intern sunt cuprinse n intervalele: 0,35 ... 0,55 pentru motoarele cu aprindere prin scnteie i 0,40 ... 0,65 pentru motoarele cu aprindere prin comprimare. Se definete coeficientul de adaptabilitate al motorului ca raportul dintre momentul maxim i momentul corespunztor puterii maxime:11

ca =

MM . Mn

Valorile uzuale ale coeficienilor de adaptabilitate ai motoarelor cu ardere intern sunt cuprinse n intervalele: 1,10 ... 1,25 pentru motoarele cu aprindere prin comprimare i 1,25 ... 1,35 pentru motoarele cu aprindere prin scnteie. Caracteristica exterioar a motoarelor cu ardere intern poate fi determinat: experimental pe standuri de ncercri motoare; teoretic cu ajutorul unui model matematic (relaii analitice).

1.5.1 Determinarea analitic a caracteristicii exterioare a motoarelor cu ardere internCaracteristica exterioar a motoarelor cu ardere intern descrie performanele dinamice maxime ale acestora. Ea este folosit pentru determinarea performanelor de dinamicitate i economicitate ale autovehiculelor. Descrierea analitic a evoluiei puterii n funcie de turaie se face cu relaia:2 3 n + n + n , Pe = Pm 1 2 3 nm nm nm

respectiv, pentru moment:2 + n + n , Me = Mm 1 2 3 nm nm

unde 1, 2, 3 sunt coeficieni care depind de coeficientul de elasticitate al motorului ce. Acetia se calculeaz cu relaiile:

1 =

3 4 ce , 2 (1 ce )

2 =

2 ce 2 (1 ce )

i

3 =

1 . 2 (1 ce )

Pentru calcului curbei consumului specific se utilizeaz relaia:c = cmin MM , Me

unde cmin este consumul specific minim de combustibil. Consumul orar de combustibil se calculeaz cu relaia:C = 10 3 c Pe , unde c [g/(kWh)] iar P [kW]. Reprezentarea grafic a acestor relaii analitice este cea din figura 1.6.

1.5.2 Randamentul transmisieiPuterea dezvoltat de motor este transmis la roile motoare prin intermediul transmisiei. Transmiterea puterii la roile motoare ale autovehiculelor este nsoit de pierderi de putere datorit frecrilor din lagre, din zona sistemelor de etanare, frecrile din angrenajele care particip la transmiterea puterii i datorit barbotrii uleiului. Aceste pierderi sunt exprimate prin intermediul randamentului transmisiei. Randamentul transmisiei se definete ca raport ntre puterea la roat PR i puterea efectiv a motorului Pe i se noteaz cu tr:

12

tr =

PR Pe Ptr P = = 1 tr , Pe Pe Pe

(1.4)

de unde puterea pierdut n transmisie Ptr este:

Ptr = (1 tr ) Pe Pornind de la relaia de definiie 1.4, randamentul transmisiei poate fi exprimat i funcie de momente i raportul de transmitere:

tr =

PR M R R MR = , = Pe M e m M e itr

unde: MR este momentul la roat; Me momentul efectiv al motorului; R viteza unghiular a roii; m viteza unghiular a motorului Pierderea total de putere n transmisie reprezint suma pierderilor pariale n fiecare subansamblu al transmisiei, iar randamentul transmisiei se poate calcula cu relaia:

tr = cv cd c o r ,

(1.5)

unde: cv este randamentul cutiei de viteze; cd randamentul cutiei de distribuie; c randamentul transmisiei longitudinale (cardanice); o randamentul reductorului central; r randamentul transmisiei finale (reductor n roat). n cazul autovehiculelor pe enile cu mecanism planetar de direcie trebuie luat n considerare i randamentul acestui mecanism. Determinarea randamentului transmisiei pe cale experimental se face global pentru ntreaga transmisie, sau pentru fiecare subansamblu n parte i apoi se calculeaz cu relaia 1.5. Pe baza determinrilor experimentale efectuate pentru diverse tipuri de autovehicule, s-au stabilit valorile medii ale randamentelor principalelor componente ale transmisiei, aa cum sunt prezentate n tabelul 1.3. Tabelul 1.3 Valorile medii ale randamentelor pentru principalele subansambluri ale transmisiei Subansamblul transmisiei Randamentul Priza direct 0,970,98 Cutia de viteze Celelalte trepte 0,920,94 Cutia de distribuie 0,920,94 Transmisia longitudinal 0,990,995 Simpl 0,920,94 Transmisia principal Dubl 0,900,92 Pierderile de putere n transmisiile cu roi dinate pot fi grupate n: pierderi care depind de valoarea momentului transmis; pierderi care nu depind de momentul transmis. Din prima grup fac parte pierderile datorate frecrii dintre dinii roilor dinate i, ntr-o msur mai mic, pierderile datorate frecrilor din lagre. Din cea de a doua grup fac parte pierderile datorate barbotrii uleiului, care depind n special de turaia pieselor din transmisie. La un regim de turaie i temperatur constant, indiferent de momentul transmis, aceste pierderi rmn constante.

13

1.5.3 Momentul la roat i fora de traciune ale autovehiculelorMomentul de torsiune dezvoltat de motorul cu ardere intern este transmis prin intermediul transmisiei la roile motoare ale autovehiculelor. Momentul transmis roii motoare se numete moment motor sau moment la roat MR. Pentru calculul momentului MR transmis la roile motoare ale autovehiculului se folosete relaia: M R = M e itr tr , (1.6)

n care: Me este momentul efectiv al motorului; itr este raportul de transmitere al transmisiei; tr randamentul transmisiei. Raportul de transmitere al transmisiei autovehiculului este definit ca raportul dintre viteza unghiular a arborelui cotit al motorului m i viteza unghiular a roilor motoare R (egal cu raportul dintre turaia arborelui cotit al motorului nm i turaia roilor motoare nR): itr =

m nm = . R nR

(1.7)

La realizarea raportului total de transmitere particip mai multe ansambluri ale transmisiei. Raportul total de transmitere al transmisiei va fi dat de produsul dintre rapoartele de transmitere ale componentelor transmisiei: itr = icv icd io ir , (1.8)

n care: icv este raportul de transmitere al cutiei de viteze; icd raportul de transmitere al cutiei de distribuie (dac exist); io raportul de transmitere al reductorului central; ir raportul de transmitere al transmisiei finale (dac exist). Prin mprirea momentului la roat MR la raza dinamic r a roii motoare se obine o mrime convenional, utilizat frecvent n studiul performanelor dinamice ale autovehiculelor care este numit for la roat FR: FR = MR , rM e itr tr . r

(1.9)

sau innd seama de relaia 1.6, cu relaia:FR =

(1.10)

Dac se neglijeaz alunecarea roii fa de drum, fora la roat poate fi calculat i pe baza puterii ce ajunge la roat PRFR = PR Pe tr = , v v

(3.18)

unde: Pe este puterea efectiv a motorului; v viteza de deplasare a autovehiculului.

14

2 CINEMATICA I DINAMICA ROILOR AUTOVEHICULELOR2.1 CONSTRUCIA ROILOR DE AUTOVEHICULRolul roilor echipate cu pneuri este de a prelua greutatea total a autovehiculului, de a amortiza o parte din oscilaiile verticale i de a stabili contactul cu calea de rulare. Dimensiunile roilor i proprietile fizico-mecanice ale anvelopelor folosite la echiparea autovehiculelor influeneaz n mod direct i esenial dinamicitatea, economicitatea i capacitatea de trecere ale acestora. Roile de autovehicul trebuie s ndeplineasc urmtoarele cerine: s asigure o aderen ct mai bun; s prezinte siguran n exploatare; s asigure o confortabilitate i economicitate bune. O bun aderen cu calea de rulare n diferite regimuri de exploatare permite transmiterea forelor tangeniale de traciune i de frnare i a forelor laterale contribuind la mbuntirea dinamicitii, calitilor de frnare, stabilitii i maniabilitii. Sigurana n exploatare este satisfcut dac roile au o rezisten corespunztoare i o etaneitate bun. Confortabilitatea este dat de capacitatea pneului (partea elastic a roii) de a amortiza oscilaiile i de a reduce zgomotul care se produce la rulare. Economicitatea este condiionat n principal de cantitatea de energie consumat la deformarea pneului (rezistena la rulare), de capacitatea de ncrcare, de durabilitatea i preul acestuia. n figura 2.1 a, este prezentat ansamblul roii cu jant nedemontabil. Aceasta se compune din: discul 3, montat pe butucul 4 i din janta 2 pe care se monteaz pneul 1.

a)

b)

Fig. 2.1 Roata cu pneu pentru automobil: a) cu jant nedemontabil; b) cu jant demontabil. n general discul roii se execut prin presare din tabl de oel, dar n unele cazuri se folosesc i butuci cu spie turnate sau trase, pentru obinerea unei rigiditi corespunztoare la o greutate ct mai mic. mbinarea discului cu janta se face prin sudur, pentru discul din tabl, prin mbinare mecanic pentru spiele trase, iar n cazul roilor cu jante turnate din aliaje uoare, discul i janta formeaz corp comun. Ansamblul disc-jant se monteaz pe butucul roii cu uruburi sau cu prezoane. Configuraia i profilul jantelor se adopt n funcie de particularitile constructive ale autovehiculelor i de solicitrile la care sunt supuse roile acestora. n funcie de soluiile constructive adoptate exist dou variante de jant:15

jante nedemontabile (figura 2.1 a) utilizate la roile autoturismelor i autoutilitarelor uoare, la roile directoare ale tractoarelor 4x2 i la roile motoare ale tractoarelor de putere mic; jante demontabile cu profil cilindric sau puin conic (figura 2.1 b) utilizate la roile autocamioanelor, autobuzelor, autoutilitarelor grele i la roile motoare ale tractoarelor de putere medie i mare. Jantele nedemontabile cu profil adnc au urechi nalte profilate din umrul jantei, care asigur pneului o puternic stabilitate lateral. La aceste construcii marginile pneurilor folosite sunt elastice i flexibile, fiind permis montarea lor direct pe janta profilat. n cazul jantelor demontabile, figura 2.1 b, cu profil puin conic, conicitatea de 5...15o creeaz posibilitatea unei centrri mai bune a pneului. Montarea pneului se face prin simpla mpingere pe bordura fix a jantei 1 i prin fixarea bordurii demontabile 2 cu inelul flexibil de nchidere 3, care se introduce n canalul 4. Aceast construcie permite montarea i demontarea uoar a pneurilor i asigur preluarea forelor axiale. n cazul vehiculelor la care pentru puntea din spate se folosesc roi jumelate (duble), profilul discului roii este conceput astfel nct s permit montarea ambelor roi pe butuc, simetric fa de planul de strngere i sprijin. n cazul jantelor destinate pneurilor fr camer de aer trebuie acordat o atenie deosebit suprafeelor de etanare care nu trebuie s prezinte neregulariti sau bombri locale.

a)

b)

Fig. 2.2 Construcia pneului: a) pneul far camer; b) pneul cu camer Pneul 1 (figura 2.2 a) sau ansamblul format din camera de aer 2 i anvelopa 1, care se monteaz pe janta 3 (figura 2.2 b). Pneurile fr camer de aer se folosesc la roile de autoturisme, cu tendina de utilizare a acestora i la autovehicule grele. Pentru a asigura funcionarea normal a autovehiculului, pneurilor li se impun urmtoarele cerine principale: s amortizeze ocurile; s aib o bun aderen la calea de rulare; s prezinte siguran i rezisten la deplasarea cu vitez mare; s preia sarcinile repartizate pe roat; s contribuie la asigurarea confortului cltorilor. Pneul este format din: carcasa 3, cordonul de protecie 2, talonul 4 ntrit cu srme de oel, banda de rulare 1 i peretele lateral.

16

Fig. 2.3 Scheme constructive de pneuri: a) n construcie diagonal; b) n construcie radial. 1- banda de rulare; 2 cordonul de protecie (brekerul); 3 straturile de reea ale carcasei; 4 talon; 5 jant.Carcasa 3 care constituie scheletul pneului, preia n timpul exploatrii cele mai mari eforturi. Ea este alctuit dintr-un numr de straturi de esturi speciale (pliuri) numite straturi de cord. Materialul din care este confecionat cordul poate fi: bumbac; fibre de sticl; fibre poliamidice; fire metalice. Firele de cord sunt mbrcate ntr-un amestec de cauciuc. Grosimea unui strat este de 1...1,5 mm, iar diametrul firelor este de 0,6...0,8 mm. Aprecierea rezistenei diferitelor pneuri se face cu ajutorul pliurilor echivalente (Ply Rating P.R.) care reprezint numrul convenional de straturi de reea de cord. Carcasa are un numr cu so de straturi de cord cauciucat, fiecare strat de cord avnd firele orientate n sens opus stratului urmtor. Pentru a asigura elasticitatea pneului, proprietile de rezisten i de amortizare, n condiiile unor deformaii repetate, firele stratului de cord se aeaz sub un anumit unghi n raport cu planul median al pneului. n funcie de acest unghi exist dou tipuri constructive de pneuri, i anume: pneuri cu carcas n construcie diagonal (figura 2.3 a) la care unghiul de dispunere al firelor de cord este = 38...45. Aceste pneuri au avantajul unei stabiliti axiale bune, al unui coeficient de rezisten la rulare acceptabil, dar au dezavantajul unei rigiditi laterale mari; pneuri cu carcas n construcie radial (figura 2.3 b) la care unghiul de dispunere al firelor de cord este = 90. Prin mrirea unghiului se obine o elasticitate radial mare i un coeficient de rezisten la rulare redus la viteze mici de deplasare. Datorit unei durabiliti i economiciti mai ridicate, pneurile radiale au o utilizare mai larg n comparaie cu cele diagonale. Micorarea unghiului are ca urmare scderea coeficientului de rezisten la rulare pentru viteze mari, stabilitate lateral bun i o reducere a elasticitii radiale, fapt care face ca astfel de anvelope s fie folosite la automobilele sport (=30...55) i la automobile de curse ( = 26). Cordonul de protecie sau brekerul 2 face legtura ntre banda de rulare i carcas, prelund o parte din ocurile care se transmit n timpul rulrii pneului. Materialul pentru breker trebuie s aib proprieti dinamice superioare n faz vulcanizat, s se nclzeasc ct mai puin, s fie rezistent la temperaturi de 100C...120C i s aib o bun conductivitate termic. El este alctuit dintr-un strat de cauciuc sau pnz cauciucat i este prezent la toate pneurile radiale i la o parte din pneurile diagonale. Taloanele constituie partea rigid a pneului i fac posibil montarea rezistent i etan a acestuia pe jant. n interiorul talonului se gsete o inserie metalic, izolat cu amestec de cauciuc, care i asigur rigiditatea necesar. Pereii laterali sau flancurile protejeaz carcasa i, de obicei, formeaz un tot unitar cu banda de rulare.17

Banda de rulare constituie stratul gros de cauciuc care se aeaz la periferia pneului, protejnd carcasa i camera mpotriva deteriorrilor i uzurii, transmite efortul de traciune i frnare i mrete aderena cu drumul. Pentru a asigura o aderen corespunztoare, i pentru a reduce uzura i zgomotul n timpul rulrii, banda de rulare este prevzut cu o serie de proeminene, nervuri i canale de diferite forme care formeaz profilul sau desenul benzii. Grosimea benzii de rulare variaz ntre 717 mm n cazul pneurilor pentru autoturisme i 1432 mm pentru cele de autocamioane i autobuze. Din punct de vedere al desenului benzii de rulare pneurile se clasific n: pneuri cu profil de strad i pneuri cu profil special M+S (zpad i noroi). Pneurile cu profil de strad sunt destinate rulrii pe drumuri cu suprafa dur (asfalt, beton, etc.), iar cele cu profil M+S sunt utilizate pe drumuri desfundate sau acoperite cu zpad. Forma desenului benzii de rulare are o importan deosebit pentru comportarea pneului n exploatare. Ea trebuie s fie n aa fel conceput, nct s asigure o aderen ct mai bun pe direcie longitudinal i lateral (transversal) att prin frecarea cu calea de rulare, ct i prin utilizarea maxim a rezistenei la forfecare a acesteia. De asemenea profilul benzii de rulare trebuie s asigure o ct mai rapid eliminare a apei dintre anvelop i calea de rulare la deplasarea pe drumuri acoperite cu strat de ap, astfel nct s contribuie la creterea vitezei la care apare fenomenul de acvaplanare.

Fig. 2.4 Profiluri pentru benzi de rulare ale anvelopelor. n figura 2.4 sunt prezentate cteva profiluri de strad ale benzilor de rulare utilizate la pneurile pentru autoturisme, si anume: profil cu nervuri longitudinale drepte i proeminene transversale mici (figura 2.4 a); profil cu nervuri sub form de zig-zag i canale nguste (figura 2.4 b); profil cu form combinat din canale zig-zag larg cu canale zig-zag ngust i nervuri distribuite (figura 2.4 c); profil cu nervuri longitudinale din elemente mici divizate (figura 2.4 d).

Fig. 2.5 Anvelope cu profil special pentru noroi i zpad M+S. Pentru drumuri deformabile, desenul benzii de rulare se face cu nervuri i canale mari, astfel nct nervurile s striveasc stratul de noroi sau zpad i s-l evacueze prin canalele profilului. Pentru anvelopele cu profil M+S, figura 2.5, desenul benzii de rulare este prevzut cu un numr mare de elemente n form de ah, cu muchii ascuite formate din canale longitudinale i transversale.18

Pe drumuri acoperite cu ghea, pentru mrirea securitii circulaiei, se introduc n banda de rulare inte metalice dure. Eficacitatea anvelopei depinde de nlimea intelor msurat la exteriorul benzii de rulare (1,0...1,5 mm) i de numrul lor aflate n pata de contact. Pneurile fr camer difer de cele cu camer printr-un strat de etanare, cu grosimea de 1,5...3,0 mm, vulcanizat la interiorul anvelopei. n timpul funcionrii, stratul de etanare este supus la compresiune, ceea ce permite ca un corp strin ptruns n acesta s fie nconjurat de materialul stratului de etanare i s se produc autoetanarea. La defecte mai mari, aerul iese treptat din pneu micorndu-se astfel posibilitatea apariiei unor explozii, care s produc accidente. Camera de aer 2, figura 2.2 b, are diametrul exterior mai mic dect diametrul interior al pneului, ceea ce face ca prin umflare s se ntind pn se lipete de acesta. Grosimea pereilor camerelor de aer este de 1,5...3 mm. Camera de aer se confecioneaz dintr-un cauciuc elastic, etan i rezistent la cldur. Dezavantajul principal al utilizrii pneurilor cu camer l constituie posibilitatea de apariie a exploziei. n cazul n care aceasta se deterioreaz, sprtura se mrete aproape instantaneu, iar pierderea de presiune se face foarte rapid. Pentru protejarea camerei de aer mpotriva frecrii de jant se poate folosi o band de jant, care este un manon de cauciuc. n cazul autovehiculelor cu destinaie special se utilizeaz i pneuri cu profil lat, care prezint urmtoarele avantaje: reduc rezistena la rulare pe ci deformabile, au elasticitate mai mare, asigur o capacitate de trecere mai bun pe drumuri desfundate prin mrirea coeficientului de aderen.

2.2 CLASIFICAREA I SIMBOLIZAREA PNEURILORn general, dimensiunile pneurilor se exprim n inch (1 inch= 25,4 mm) sau milimetri i ele se refer la dimensiunile principale (figura 2.6): D diametrul exterior (nominal); d diametrul interior al pneului sau diametrul exterior al jantei; H nlimea exterioar a seciunii transversale; B limea exterioar a seciunii transversale (balonajul).

Fig. 2.6 Dimensiunile caracteristice ale unui pneu. Simbolul pneului reprezint modul de exprimare a mrimii acestuia i conine cel puin dou numere. Atunci cnd cele dou numere sunt separate printr-o liniu orizontal sau prin litere, primul numr indic limea nominal a seciunii B (balonajul, n inch sau mm), iar al doilea, diametrul nominal al jantei (diametrul interior al talonului) d, n inch. Cnd cele dou numere sunt separate prin semnul X, primul numr indic diametrul exterior D n inch, iar al doilea limea seciunii B n inch. Notarea pneurilor de autocamioane, autobuze i remorci auto se face prin indicarea simbolului, a numrului de pliuri echivalente PR, a simbolului HD pentru pneurile n construcie ranforsat i eventual numrul standardului sau normei interne de fabricaie. De exemplu, cu 9,00-20 14 PR este19

simbolizat o anvelop cu limea nominal a seciunii (balonajul) B=9 inch i diametrul nominal al jantei d=20 inch, care are o rezisten egal cu un pneu a crui carcas are 14 straturi de pnz de cord convenionale. Tabelul 2.1 Dimensiunile pneurilor n construcie normal, pentru autoturisme i autoutilitare.Mrimea pneului (limea nominal a seciunii diametrul nominal al jantei n inch) 6,15/155-13 6,45/165-13 6,95/175-14 Pliuri echivalente PR 4; 6 4; 6 4; 6 Simbolul jantei Limea seciunii Normal n ex(Bn) ploatare [mm] [mm] max. max. 157 166 167 177 178 189 183 147 191 156 Diametrul exterior** (Dn) [mm] 5826 6006 6386 Raza static (rs) [mm] 2733 2793 2953 Mrimea camerei de aer HJ13(5,60-13) J13(5,60-13) KR14(6,40-11)

5,95/145-15 4 GH15(145-15) 6206 2923 *Jant preferenial n exploatare. **Valorile din aceast coloan se refer la profilurile de strad. n cazul pneurilor cu profiluri tip strad. n cazul pneurilor cu profil special (noroi i zpad), valorile maxime ale diametrului exterior pot fi depite cu 6%.

41/2Jx13 41/2Jx13 5Jx14* 5JKx14 51/2Jx14 4Jx15

Tabelul 2.2 Dimensiunile pneurilor n construcie S, pentru autoturisme i autoutilitare.Mrimea pneului (limea nominal a seciunii diametrul nominal al jantei n inch) 6,15/155S13 6,45/165S13 6,95/175S14 Pliuri echivalente PR 4; 6 4; 6 4 Simbolul jantei Limea seciunii Normal n ex(Bn) ploatare [mm] [mm] max. max. 162 172 172 182 183 188 191 189 Diametrul exterior** (Dn) [mm] 5816 5996 6376 Raza static (rs) [mm] 2733 2793 2953 Mrimea camerei de aer HJ13(5,60-13) J13(5,60-13) KR14(6,40-11)

41/2Jx13 41/2Jx13 5Jx14* 5JKx14 51/2Jx14

Tabelul 2.3 Dimensiunile pneurilor n construcie radial cu simbolul limii nominale a seciunii exprimate n mm, pentru autoturisme.Mrimea Circumferina Diametrul Raza Limea camerei de rulare exterior** static seciunii* de aer [mm] [mm]2% [mm]1% [mm]1% 125SR12 3,50x12/4,00x12 127/132 510 230 1555 G12 145SR12 4,00x12 147 542 245 1645 GH12 155SR13 4,50x12/4,00x12 157/152 550 249 1665 HJ12 145SR13 4Jx13 147 566 257 1720 GH13 155SR13 4,50Jx13/4,50Bx13 157 578 263 1750 HJ13 165SR13 4,50Jx13/4,50Bx13 167 596 271 1800 J13 175SR13 5,00Jx13/5,00Kx13 178/183 608 276 1840 KR13 155SR14 4,50Jx14 157 604 276 1835 HR14 165SR14 4,50Jx14/5,00Jx14 167/172 622 284 1885 J14 175SR14 5,00JKx14/5,50Jx14 178/183 634 289 1920 KR14 185SR14 5,00JKx14/5,50Jx14 183/188 650 295 1955 KR14 145SR15 4Jx15 147 616 282 1875 GH15 155SR15 4,50Jx15/4Jx15 157/152 630 289 1945 HJ15 165SR15 4,50Jx15/5,00Jx15 167/172 646 295 1950 J15 *Se admite creterea limii seciunii pneurilor noi cu maximum 3%, datorit evidenei inscripiilor i a nervurilor. **Valorile din aceast coloan se refer la pneurile cu profil tip strad. Pentru pneuri cu profil special (M+S), diametrul exterior poate fi mai mare cu 2%. *n cazul pneurilor cu profil de iarn fr cuie, viteza maxim este de 160 km/h, iar n cazul celor cu cuie pentru ghea 130 km/h. ** Valorile sarcinilor subliniate sunt sarcini economice i se recomand pentru alegerea pneurilor la proiectarea autoturismelor. Mrimea pneului Simbolul jantei 20

Dimensiunile principale ale pneurilor n construcie diagonal cu H/B=0.82, pentru autoturisme i autoutilitare, conform STAS 626/3, sunt centralizate n tabelul 2.1 pentru pneuri n construcie normal, respectiv n tabelul 2.2 pentru anvelopele n construcie S. n cazul anvelopelor pentru autoturisme i autoutilitare uoare literele care despart cele dou cifre din simbolizarea pneului ofer diferite informaii privind construcia i destinaia acestuia. Simbolul SR se folosete pentru pneuri de vitez n construcie radial, HR pentru pneuri de vitez foarte mare n construcie radial, M+S pentru pneuri cu profil al benzii de rulare pentru zpad i noroi. Tabelul 2.4 Dimensiunile pneurilor n construcie diagonal, pentru autocamioane, autobuze i remorci auto.Diametrul Raza Mrimea Pliuri Simbolul Limea exterior** static camerei echivalente jantei seciunii* [mm] de aer PR [mm]1% [mm]1,5% 9,00-16 10 6,50H-16DC 252 900 423 9,00-16 9,75-18 14 6,00-18 272 995 468 9,75-18 7,50-20 10 6,00-20 213 928 441 7,50-20 8,25-20 14 6,50-20 234*** 970*** 460 8,25-20 9,00-20 14 7,00-20 263 1020 484 9,00-20 10,00-20 16 7,50-20 275 1050 498 10,00-20 11,00-20 16 8,00-20 291 1080 510 11,00-20 12,00-20 18 8,50-20 312 1120 529 12,00-20 14,00-20 18 10,00-20 375 1240 586 14,00-20 11,00-24 18 8,00-24 291 1180 558 11,00-24 *Se admite creterea limii seciunii pneului nou cu maximum 3%, datorit marcajelor, nervurilor i materialelor folosite. **Valorile din aceast coloan se refer la pneurile cu profil tip strad. La pneurile cu profil special (M+S), precum i la pneurile cu adncimea profilului mai mare dect a profilului rutier normal, diametrul exterior poate fi mai mare cu maximum 3%. ***Pentru profilul notat cu U74 se admite limea seciunii de maximum 238 mm i diametrul exterior de 98010 mm. Mrimea pneului

Tabelul 2.5 Dimensiunile pneurilor n construcie radial, pentru autocamioane, autobuze i remorci auto.Pliuri Simbolul Limea Raza Mrimea Diametrul echivalente jantei seciunii* exterior** static camerei PR [mm] de aer [mm]1% [mm]1,5% 7,50R16 10; 12 6,00G-16 210 802 370 7,50-16 8,25R20 14 6,50-20 230 970 450 8,25-20 9,00R20 14 7,00-20 258 1018 473 9,00-20 10,00R20 16 7,50-20 275 1052 486 10,00-20 11,00R20 16 8,00-20 286 1082 506 11,00-20 12,00R20 18 8,50-20 313 1122 520 12,00-20 *Valorile din aceast coloan se refer la limea seciunii efective, fr inscripii. n exploatare se admite o cretere a seciunii cu maximum 8%. **Valorile din aceast coloan se refer la pneurile cu profil tip strad. La pneurile cu profil special (M+S), diametrul exterior este cu 1% mai mare dect diametrul pneurilor cu profil rutier normal. Mrimea pneului

Exploatarea pneurilor de o anumit construcie cu sarcini mai mari dect cele prescrise pentru presiunea de regim n standarde i normele de fabricaie, duce la uzuri accentuate i chiar la deteriorarea anvelopelor.

2.3 RAZELE ROILOR DE AUTOVEHICULDiametrul jantei, al pneului i raza nominal se pot calcula, innd cont de notaiile din figura 2.6, pe baza datelor furnizate de standardele n vigoare, sau pe baza notaiilor de pe pneu, dup cum urmeaz:21

D (2.1) 2 Raza roilor cu pneuri se modific funcie de forele i momentele care acioneaz asupra lor i de condiiile concrete de exploatare. Pneurile utilizate n construcia autovehiculelor sunt caracterizate de capacitate de deformare mare n direcie radial, longitudinal i transversal. Razele roii de autovehicul sunt: raza nominal rn ; raza liber r0 ; raza static rs ; raza dinamic rd ; raza de rulare rr . Raza nominal rn a unui pneu se calculeaz cu relaia 2.1 pornind de la simbolizarea pneului. Raza liber r0 a unei roi este raza cercului exterior al benzii de rulare a pneului umflat la presiune nominal, msurat fr nici o ncrcare, n stare de repaus. Aceast raz depinde numai de presiunea aerului din interiorul pneului. Pentru calcule aproximative se poate considera r0=rn. Raza static rs a unei roi este distana dintre centrul roii i suprafaa de sprijin, cnd roata este ncrcat la sarcina nominal (greutatea static repartizat pe roat GR). Aceast raz depinde de presiunea aerului din pneu i de greutatea repartizat pe roat. Raza dinamic rd a unei roi este distana dintre centrul roii i suprafaa de sprijin n timpul micrii autovehiculului ncrcat la sarcina nominal. n timpul rulrii, distana dintre centrul roii i calea de rulare se modific sub influena regimului de micare prin forele centrifuge care provoac o cretere a diametrului exterior al pneului, precum i de momentul de antrenare sau frnare aplicat roii, care determin o reducere a diametrului exterior. Dintre cele dou tendine contradictorii ultima este predominant, astfel raza dinamic rezult cu valori mai mici dect raza static (rd < rs). Raza de rulare rr este raza unei roi convenionale, nedeformabile, care ruleaz fr alunecare sau patinare i are aceiai vitez unghiular i vitez de translaie ca i roata real. Dac se noteaz cu S deplasarea centrului roii la o rotaie complet, atunci raza de rulare rr se calculeaz cu relaia: S rr = . (2.2) 2 d = D 2 H; D = d + 2 H; rn =Raza de rulare se poate obine i cnd se cunoate viteza cu care se deplaseaz centrul roii v i viteza unghiular a roii R cu relaia: v rr = . (2.3)

R

Mrimea razei de rulare este influenat de o multitudine de factori care au aciune aleatoare n timpul exploatrii autovehiculului cum sunt momentele de antrenare i frnare aplicate roii i deformarea transversal. n lipsa datelor experimentale, pentru calcule obinuite se utilizeaz noiunea de raz de lucru r, care se poate exprima n funcie de raza liber r0 , sau raza nominal rn i de coeficientul de deformare : r = ro = rn . (2.4)Coeficientul de deformare depinde de presiunea aerului din interiorul pneului i are urmtoarele valori: = 0,9300.935, pentru pneurile de joas presiune; = 0,9450,950, pentru pneurile de nalt presiune. Dac se neglijeaz alunecarea roii fa de cale, atunci viteza de deplasare a autovehiculului poate fi aproximat cu relaia:

va r R .

(2.5)

unde r este raza de lucru i R este viteza unghiular a roii Pentru calcule uzuale raza de lucru r determinat cu relaia 2.5 poate fi utilizat n locul razei de rulare rr sau a razei dinamice rd .22

3 RULAREA ROILOR DE AUTOVEHICULn timpul rulrii, asupra roilor autovehiculului pot aciona: momentul activ la roile motoare MR (momentul la roat); o for n axul roii n cazul roilor nemotoare; momentul de frnare la roile frnate Mf. n procesul rulrii, att roile ct i drumul sunt supuse unor deformaii nsoite de frecri interioare: n interiorul pneului; n stratul deformat al drumului; ntre cauciucul roii i suprafaa drumului. Aceste deformaii duc la o pierdere de energie a crei manifestare exterioar este apariia unei fore care se opune rulrii roii, numit for de rezisten la rulare Fr . Deoarece deformaia drumului n stare bun este mic n comparaie cu deformaia roii, se consider c rularea roilor elastice ale autovehiculelor se produce pe drum cu suprafa nedeformabil. n funcie de forele i momentele care acioneaz asupra roilor de autovehicule acestea pot fi: roi motoare, cnd asupra lor acioneaz un moment motor MR, care are acelai sens cu viteza unghiular a roii R; roi nemotoare sau conduse, cnd asupra lor se aplic fore de mpingere sau de traciune F, care au acelai sens cu sensul de deplasare; roi frnate, cnd asupra lor se aplic un moment de frnare Mf, care are sens opus celui al vitezei unghiulare a roii R. Ca urmare a aciunii acestor fore i momente, n zona de contact dintre roat i drum apar reaciunea tangenial X i reaciunea normal Z, care sunt aplicate ntr-un punct situat la distana a fa de axa de simetrie a roii. Deplasarea punctului de aplicare a reaciunilor se datoreaz faptului c deformaia pneului este mai mare n partea din fa a suprafeei de contact dect n partea din spate. n cazul roii frnate sau al roii conduse, reaciunea tangenial X este ndreptat n sens invers deplasrii, iar n cazul roii motoare aceasta este ndreptat n acelai sens cu deplasarea autovehiculului, constituind o for de mpingere care se numete for de traciune la roat.

3.1 ECHILIBRUL ROII MOTOAREDac se neglijeaz rezistena aerului, forele i momentele care acioneaz la rularea unei roi motoare sunt artate n figura 3.1.

Fig. 3.1 Forele, momentele i reaciunile care acioneaz asupra roii motoare.23

Dac rostogolirea roii are loc cu vitez constant, ea se deplaseaz sub aciunea momentului la roat MR, care determin apariia unei reaciuni tangeniale X n zona de contact dintre roat i drum, ndreptat n acelai sens cu deplasarea autovehiculului. Aceast reaciune tangenial se opune patinrii roii i constituie o for de mpingere sau for de traciune la roat. n cazul rulrii cu vitez constant, n axul roii va exista o for F, egal i de sens contrar cu fora X. Reaciunea normal Z este egal cu greutatea repartizat pe roat GR i dezvolt, n raport cu centrul roii, un moment de rezisten la rulare Mr:M r = Z a.

(3.1)

Momentul la roat poate avea valori cuprinse ntre o limit minim necesar ca roata s ruleze i o limit maxim peste care ncepe patinarea roii. Limita minim a momentului la roat MR este egal cu momentul de rezisten la rulare Mr. n acelai timp limita maxim este condiionat de valoarea maxim a aderenei dintre roat i drum Z. Rezult valorile limit pentru reaciunea tangenial X la roata motoare, pentru ca aceasta s ruleze fr patinare i anume:

f Z < X Z .unde: f este coeficientul de rezisten la rulare; coeficientul de aderen.

(3.2)

Pentru micarea uniform (va=constant), din condiiile de echilibru de fore i momente ale roii motoare rezult:F X = 0 . Z G R = 0 M X r Z a = 0 R

(3.3)

Avnd n vedere c MR = FR r, se poate scrie:

FR = X + Z

a = X + f Z , r

(3.4)

sau dac se are n vedere faptul c reaciunea tangenial X, reprezint fora de traciune Ft :

FR = Ft + Fr ,de unde:

(3.5)

Ft = FR Fr .

(3.6)

Se poate trage concluzia c fora de traciune Ft este egal cu diferena dintre fora la roat FR datorat momentului MR i fora de rezisten la rulare Fr. Dac se introduce limita maxim a reaciunii tangeniale rezult condiia rulrii fr patinare pentru micarea uniform:FR Z ( f + ) .

(3.7)

Pentru valori ale forei la roat FR mai mari, roata motoare patineaz.

3.2 ECHILIBRUL ROII CONDUSEDac se neglijeaz rezistena aerului, forele, reaciunile i momentele care acioneaz la rularea unei roi conduse sunt artate n figura 3.2. La rostogolirea roii cu vitez constant, deplasarea roii are loc sub aciunea forei F, aplicat la axul roii. Aceasta determin apariia unei24

reaciuni tangeniale X n zona de contact dintre roat i drum. Reaciunea X este ndreptat mpotriva sensului de deplasare al autovehiculului i are valorile cuprinse ntre:

f Z < X Z ,

(3.8)

Din condiia de echilibru al roii conduse, n cazul deplasrii acesteia cu vitez constant se obin urmtoarele ecuaii de echilibru:

Fig. 3.2 Forele i momentele care acioneaz asupra roii conduse.F X = 0 Z GR = 0 X r Z a = 0

(3.9)

de unde:

X =Z

a = f Z = F r

(3.10)

Raportul a / r = f reprezint coeficientul de rezisten la rulare, care ia n considerare pierderile care au loc n timpul rulrii roii de autovehicul, iar fora de rezisten la rulare pentru roata condus este:Fr = f Z .

(3.11)

Dac n relaia 3.10 se introduce limita maxim a reaciunii tangeniale din 3.8, se obine condiia rulrii pentru roata condus sub forma:

f Z Z

sau

f .

(3.12)

Dac coeficientul de aderen are valori mai mici dect cele rezultate din condiia de rulare, roata condus nu mai ruleaz pe drum i ncepe s alunece n direcia deplasrii autovehiculului.

3.3 ECHILIBRUL ROII FRNATEDac se neglijeaz rezistena aerului, forele, reaciunile i momentele care acioneaz la rularea unei roi frnate sunt reprezentate n figura 3.3. Asupra roii frnate acioneaz un moment de frnare Mf, care se opune rotirii. n axul roii acioneaz o for F, care are acelai sens cu deplasarea autovehiculului i determin apariia reaciunii tangeniale X din partea drumului, fora de frnare, care este ndreptat n sens contrar sensului de deplasare al autovehiculului. Pentru ca roata frnat s ruleze, fora de frnare X = Ff trebuie sa fie cuprins ntre dou limite. Limit minim este egal cu rezistena la rulare f Z i se obine dac asupra roii nu se aplic moment de frnare. Limita maxim este valoarea maxim a forei tangeniale dintre roat i drum, fora de aderen Z, care nu poate fi depit indiferent ct de mare este momentul de frnare Mf25

aplicat roii. Dac momentul de frnare Mf depete valoarea Ffmax = Z / r, roata va tinde s blocheze, alunecarea va crete foarte mult, iar fora de frnare va scdea uor.

Fig. 3.3 Forele i momentele care acioneaz asupra roii frnate.Rezult limitele posibile pentru reaciunea tangenial la roata frnat, i anume:

f Z < X Z ,

(3.13)

Din condiia de echilibru al roii frnate, n cazul deplasrii acesteia cu vitez constant, se obin urmtoarele ecuaii de echilibru:

F X = 0 . Z GR = 0 M X r + Z a = 0 f Cunoscnd c Mf = Ff r, rezult: Ff r X r + Z a = 0 , sau: F f= X Z a = X Z f , r

(3.14)

(3.15)

(3.16)

unde: Ff este fora de frnare aplicat la roat, datorat momentului de frnare Mf. Din relaia 3.16, se obine: X = Ff + Z f . (3.17)

Dac n relaia 3.17 se introduce limita maxim a reaciunii tangeniale din 3.13, se obine condiia rulrii fr alunecare pentru roata frnat sub forma:

Z Ff + Z f ,sau: F f Z ( f ) .

(3.18)

(3.19)

La valori ale forei Ff mai mari dect cele impuse prin condiia de rulare (relaia anterioar), roata frnat nceteaz rostogolirea pe calea de rulare i alunec n direcia deplasrii autovehiculului.

26

3.4 LIMITAREA DE CTRE ADEREN A MOMENTELOR I FORELOR CARE NCARC ROATA DE AUTOVEHICULValoarea maxim a reaciunii tangeniale la roat XR pe care o poate dezvolta autovehiculul, fr s apar patinarea sau alunecarea roii pe suprafaa drumului, se numete aderen i se determin cu relaia: Xmax = Z , (3.20) n care: Z este reaciunea normal pe suprafaa drumului; este coeficientul de aderen dintre roat i drum. Coeficientul de aderen caracterizeaz tria contactului dintre roat i drum i este dat de raportul dintre reaciunea tangenial maxim (fora de aderen) Xmax i reaciunea normal Z:

=

X max . Z

(3.21)

Aderena dintre roat i drum este condiionat de urmtorii factori: frecarea dintre pneu i suprafaa drumului (terenului); rezistena materialului drumului (terenului) la rupere; adncimea de ptrundere a roii n materialul terenului. Pe drumuri (terenuri cu suprafa tare), importana cea mai mare o are frecarea superficial, iar pe terenuri deformabile, rezistena la rupere a solului i adncimea de ptrundere n sol. n cazul drumurilor deformabile, aderena se datoreaz att frecrii, ct mai ales ntreptrunderii proeminenelor anvelopei n stratul drumului. Coeficientul de aderen poate fi exprimat i sub forma:

=

X max , pA

(3.22)

n care: A este suprafaa de contat dintre pneu i drum; p este presiunea medie pe suprafaa de contact. Micorarea presiunii p, realizat prin mrirea suprafeei de contact A, determin creterea coeficientului de aderen pe terenuri deformabile. Rezult c mrirea suprafeei de contact prin micorarea presiunii aerului n pneu duce la creterea coeficientului de aderen n majoritatea situaiilor. Pe suprafeele umede i murdare micorarea presiunii poate avea efect invers, prin meninerea n zona de contact a unei pelicule de ap care acioneaz ca lubrifiant.

Fig. 3.4 Dependena coeficientului de aderen de vitez pe cale de rulare uscat i umed. O importan deosebit pentru aderen o reprezint configuraia pneului. Astfel, pe drumuri27

tari o aderen bun o asigur pneurile lise (netede) sau cele cu crestturi mici, iar pe drumurile deformabile pneurile cu crestturi adnci. Pneurile cu crestturi mari asigur o aderen mai sczut pe drumuri cu suprafee tari, deoarece periodic contactul dintre pneu i drum slbete. Aderena este influenat i de viteza de deplasare a autovehiculului. Cu creterea vitezei se reduce coeficientul de aderen. Aceast micorare este mai intens pe drumurile ude (figura 3.4), ntruct pelicula de ap nu reuete s ias dintre pneu i drum genernd fenomenul de acvaplanare. n cazul ploilor abundente, cnd pelicula de ap depete 1,5 mm, coeficientul de aderen se poate anula practic de la anumite viteze de deplasare ale autovehiculului. Acvaplanarea este caracterizat de desprinderea complet a pneului de calea de rulare, contactul dintre acesta i calea de rulare realizndu-se exclusiv prin intermediul peliculei de ap (figura 3.5).

Fig. 3.5 Acvaplanarea (procesul de rulare a pneului pe calea de rulare umed). Valoarea coeficientului de aderen depinde de foarte muli factori, printre care: tipul pneului, presiunea aerului din pneu, calitatea i starea drumului, ncrcarea roilor, valoarea alunecrii sau a patinrii, viteza de deplasare a autovehiculului. n tabelul 3.1 sunt prezentate valori medii ale coeficientului de aderen , n funcie de calitatea i starea drumului.

Tabelul 3.1 Valorile medii ale coeficienilor de aderen. Coeficientul de aderen Calitatea i starea drumului Starea suprafeei uscat umed Asfalt sau beton nou 0,700.80 0,500,60 Asfalt sau beton uzat, lustruit 0,500,60 0,350,45 Drum de piatr cubic 0,450,70 0,300,40 Drum cu pietri 0,450,50 0,400,55 Drum de pmnt bttorit 0,650,75 0,300,40 Drum de pmnt nisipos 0,600,70 0,300,45 Mirite 0,70 0,50 cosit 0,700,80 0,500,60 Pajite necosit 0,600,70 0,400,50 cu artur proaspt 0,300,50 Cmp cultivat 0,400,60 Drum cu zpad bttorit 0,200,30 Drum cu polei 0,100,20 Drum cu zpad adnc 0,200,25 Mlatin cu vegetaie 0,200,25

28

4 REZISTENELE LA NAINTAREA AUTOVEHICULELORDeplasarea autovehiculelor apare ca efect al utilizrii energiei dezvoltate de motor, transmis la roile motoare. Caracterul micrii este determinat de mrimea i sensul forelor care acioneaz asupra autovehiculului: fora de traciune, rezistenele la naintare, reaciunile normale ale drumului i fora de inerie. La deplasarea autovehiculelor cu vitez constant (micare uniform), fora de traciune echilibreaz suma tuturor rezistenelor la naintare, iar fora de inerie este nul. n cazul demarajului autovehiculului (micare accelerat), fora de traciune echilibreaz att rezistenele la naintare, ct i fora de inerie care se opune deplasrii, iar surplusul de energie dezvoltat de motor se utilizeaz la accelerarea micrii i se acumuleaz ca energie cinetic. n procesul de frnare, fora de traciune este nul, iar fora de inerie devine for activ, nvingerea rezistenelor la naintare datorndu-se energiei cinetice acumulate n timpul demarajului. Rezistenele la naintarea autovehiculului influeneaz n mod hotrtor posibilitatea de deplasare a acestuia. n timpul deplasrii autovehiculului, asupra acestuia acioneaz o serie de rezistene care se opun naintrii lui i a cror mrime influeneaz att caracterul micrii ct i mrimea vitezei sale de deplasare. Se consider un autovehicul cu punte motoare n spate, aflat n micare accelerat pe un drum n ramp. Asupra acestuia acioneaz urmtoarele fore rezistente: Fr rezistena la rulare; Fp rezistena la urcarea rampei; Fa rezistena aerului; Fd rezistena la accelerare sau la demarare; Ftc fora de traciune la crlig. Schema forelor rezistente care acioneaz asupra unui autovehicul este prezentat n figura 4.1.

Fig. 4.1. Schema rezistenelor la naintarea autovehiculelor. Rezistena la rulare Fr i rezistena aerului Fa sunt totdeauna fore care se opun micrii autovehiculului. Rezistena la urcarea rampei Fp se opune micrii numai la urcare, iar la coborrea pantei devine for activ. Rezistena la accelerare, sau rezistena la demarare Fd , acioneaz asupra autovehiculului numai n timpul regimurilor tranzitorii (vaconst.) i se opune totdeauna tendinei de modificare a vitezei. Astfel, la accelerarea autovehiculului acioneaz ca rezisten la naintare,29

iar la frnare este for activ. Fora de traciune la crlig Ftc se opune micrii la urcarea pantei i la deplasarea pe drum orizontal, iar la coborrea pantei devine for activ. Rezistena total F la naintarea autovehiculului n cazul cel mai general al micrii (deplasare pe drum nclinat n regim tranzitoriu) este dat de relaia: F = Fr + F p + Fa + Fd + Ftc . (4.1)

Avnd n vedere faptul c rezistena total la naintare n timpul deplasrii autovehiculului este echilibrat de fora la roat FR, se poate scrie:

FR = F = Fr + F p + Fa + Fd + Ftc .

(4.2)

4.1 REZISTENA LA RULAREPierderile de energie datorate rulrii roii elastice pe suprafee tari sau deformabile determin mrimea forei de rezisten la rulare a autovehiculului. Rezistena la rulare pentru o singur roat a autovehiculului este determinat de reaciunea normal la roat Zi i de coeficientul de rezisten la rulare fi : Fr = f i Z i . (4.3) Pentru ntregul autovehicul rezistena la rulare este dat de suma rezistenelor la rulare pentru toate roile. Deci: Fr = f i Z i ,i =1 n

(4.4)

unde: fi este coeficientul de rezisten la rulare pentru roata i; Zi reaciunea normal la roata i; n numrul roilor. Pentru calculele obinuite se poate considera: f = f i = const. Rezistena la rulare Fr pe un drum orizontal a unui automobil, se calculeaz cu relaia: Fr = f Z i = f Ga .i =1 n

(4.5)

Pe un drum nclinat cu un unghi , relaia 4.4 va fi: Fr = f Ga cos . (4.6)

Puterea necesar pentru nvingerea rezistenei la rulare n cazul autovehiculelor singulare se calculeaz cu relaiile: Pr = f Ga cos va . (4.7)

4.2 REZISTENA LA URCAREA RAMPEILa deplasarea autovehiculului pe o ramp greutatea Ga aplicat n centrul de greutate al acestuia are o component normal pe drum Ga cos i una paralel cu drumul Ga sin. Componenta greutii autovehiculului paralel cu drumul se numete rezisten la urcarea rampei. Dac autovehiculul coboar o pant, atunci componenta Ga sin devine for activ. Expresia rezistenei la urcarea rampei este:30

Fp = Ga sin ,

(4.8)

unde semnul (+) se folosete la urcarea rampei, iar semnul (-) la coborrea pantei. Expresia puterii corespunztoare rezistenei pantei, la urcarea sau coborrea unui drum nclinat este: Pp = Ga v a sin , Dac drumul are nclinarea mai mic de 7, se poate considera: sin tg = h , l (4.10) (4.9)

unde : h este nlimea rampei, corespunztoare unei lungimi orizontale l. Atunci cnd l=100, raportul h/l reprezint numeric nclinarea drumului n procente h%. n acest caz relaia 4.8 poate fi scris sub forma: Fp = Ga h / 100 (4.11)

Expresia puterii consumate pentru nvingerea rezistenei la urcarea rampei n funcie de nclinarea acesteia exprimat n procente, este: Pp = Ga va h / 100. (4.12)

Rezistena la rulare i rezistena la urcarea rampei depind n principal de caracteristicile drumului (nclinarea i starea acestuia). Suma rezistenelor la rulare i la urcarea rampei Fr+p , reprezint rezistena total a drumului:

Fr + p = Fr Fp = Ga ( f cos sin ) = Ga ,

(4.13)

unde: = f cos sin este coeficientul rezistenei totale a drumului. Pentru nclinri mai mici de 7o cnd cos 1, iar sin tg = h / 100, coeficientul rezistenei totale a drumului va fi:

= f h /100.Pr + p = Ga ( f cos sin ) va = Ga va .

(4.14) (4.15)

Expresia puterii consumate pentru nvingerea rezistenei totale a drumului este:

4.3 REZISTENA AERULUIRezistena aerului Fa este o for paralel cu suprafaa drumului care acioneaz asupra autovehiculului n sens opus micrii lui i se consider aplicat ntr-un punct situat n planul longitudinal de simetrie la o nlime ha deasupra drumului, figura 4.2, denumit centru de presiune frontal.

Fig. 4.2 Generarea rezistenei aerului: a reprezentarea liniilor de curent care apar la deplasarea automobilelor; b apariia rezistenei aerului cauzate de presiune (sgei continue) i celei cauzate de forele de frecare (sgei ntrerupte).31

Automobilele se deplaseaz n apropierea solului, iar liniile de curent nu se nchid n spate. n aceast situaie, scurgerea n zona din spate a caroseriei este turbionar, presiunile din zona anterioar caroseriei sunt superioare celor din zona posterioar. Rezultanta acestor diferene de presiune pe direcia i n sensul curentului formeaz rezistena aerului datorit presiunii. Mrimea acestei fore rezistente depinde de forma caroseriei i poart denumirea de rezisten datorit formei. Forele de frecare dintre aer i suprafaa caroseriei dau o component pe direcia de naintare, care poart denumirea de rezisten datorit frecrii de suprafa. Suma acestor dou fore rezistente formeaz rezistena aerului. Din mecanica fluidelor se cunoate c, la vitezele cu care se deplaseaz autovehiculele, rezistena exercitat de aer asupra unui corp n micare este proporional cu densitatea aerului , cu suprafaa frontal S a corpului i cu ptratul vitezei de deplasare va: Fa = 1 2 c x S va . 2 (4.16)

n relaie, cx este coeficientul de rezisten a aerului, ale crui valori sunt prezentate n tabelul 4.1.

Nr. crt. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Tabelul 4.1 Valori ale coeficientului de rezisten a aerului pentru diferite autoturisme Nr. Tipul autoturismului Cx Tipul autoturismului Cx crt. Audi 100 Coupe 0,376 14 Jaguar MK, TV 0,390 BMW 1500 0,300 15 Oldsmobile Tornada 0,380 Citroen CX 2000 0,376 16 Opel Kadet A 0,432 Citroen GSX - 2 0,333 17 Porsche 911 0,380 Citroen DS-19 0,311 18 Porsche 904 GTS 0,330 Ferari 250 GT 0,286 19 Renault 5 0,401 Fiat Ritmo 0,380 20 Renault R-8 0,370 Ford-Mustang 0,475 21 Renault Fuego 0,300 Ford-Mustang Match 1 0,448 22 SAAB - 96 0,358 Ford Falcon 0,410 23 Simca 1000 0,393 Ford 17 MP-3 0,393 24 Volkswagen 1200 0,445 GAZ-13 Ciaica 0,502 25 Volkswagen 1500 0,422 GAZ-24 Volga 0,455 26 Volvo 122-5 0,424

La altitudinile la care circul autovehiculele, densitatea aerului variaz puin, de aceea pentru condiiile atmosferice standard relaia 4.16 devine: Fa = 1,225 2 c x S va , 2 (4.17)

Simplificarea expresiei se realizeaz folosind noiunea de coeficient aerodinamic K, dat de urmtoarea relaie: K= 1 cx , 2 (4.18)

n care K este dat n kg/m3. n aceste condiii relaia pentru calculul rezistenei aerului este:2 Fa = K S va ,

(4.19)

n care viteza va este exprimat n m/s, sau:

32

Fa =

2 2 K S va K S va , 3,62 13

(4.20)

pentru cazul cnd va se exprim n km/h. Suprafaa seciunii transversale S, poate fi aproximat cu ajutorul relaiei:S H B,

(4.21)

n care: H este nlimea autovehiculului; B ecartamentul roilor autovehiculului. Expresia puterii consumate pentru nvingerea rezistenei aerului este: Pa = sau:3 Pa = K S va .

1 3 c x S va , 2

(4.22)

(4.23)

4.4 REZISTENA LA DEMARARERezistena la demarare Fd este o for care acioneaz asupra autovehiculului atunci cnd el se deplaseaz n regim tranzitoriu. Deseori, aceast rezisten la naintare a autovehiculului apare din cauza ineriei pieselor n micare, att cele n translaie cat i cele n rotaie. La demarare aceast for se opune micrii autovehiculului acionnd ca o for de rezisten la naintare, iar la frnare acioneaz ca o for activ, tinznd s menin deplasarea. Rezistena la demarare const din rezistena Fd1, cauzat de ineria masei totale a autovehiculului n micarea de translaie i de ineria roilor nemotoare, i din rezistena Fd2 cauzat de ineria pieselor n micarea de rotaie solidare cu roile motoare: Fd = Fd 1 + Fd 2 . (4.24)

Rezistena la demarare Fd1 cauzat de ineria masei totale aflate n micare de translaie i de ineria roilor nemotoare se determin cu ajutorul relaiei: Fd 1 = ma dva d 1 d 1 + J Rn R = ma aa + J Rn R , dt dt r dt r (4.25)

n care ma = Ga /g este masa total a autovehiculului; aa = dva/dt acceleraia autovehiculului n micarea de translaie; JRn momentul de inerie al unei roi nemotoare; dR/dt acceleraia unghiular a roilor autovehiculului. n timpul unei micri neuniforme a autovehiculului, o parte din energia dezvoltat de motor se pierde pentru accelerarea pieselor mobile ale motorului (n principal a volantului), precum i a elementelor rotitoare ale transmisiei i a roilor motoare. Pentru piesele aflate n micarea de rotaie, ineria se manifest sub forma unui moment rezistent Mi, care se opune sensului acceleraiei unghiulare. M im = J M d M d itr + J Rm R , dt dt (4.26)

n care: JM este momentul de inerie a pieselor care se rotesc cu turaia motorului; itr raportul de transmitere al ntregii transmisii; JRm momentul de inerie al unei roi motoare; dR/dt acceleraia unghiular a roilor.33

Dependena dintre viteza de deplasare va a autovehiculului i vitezele unghiulare ale motorului M i ale roilor R este dat de urmtoarele relaii: va = R r ; R = de unde: d R dva 1 = , dt dt r d M dv a itr = , dt dt r (4.28) (4.29) va v ; M = R itr = a itr , r r (4.27)

unde r este raza de lucru a roii motoare. Pornind de la momentul de inerie Mim, se poate calcula o for tangenial la roile motoare, Fd2 = Mi / r, care are un efect echivalent cu Mim. Aceast for de rezisten cauzat de ineria pieselor cu micare de rotaie legate cinematic de motor micoreaz fora de traciune la demaraj i fora de frnare la decelerare. Introducnd relaiile 4.28 i 4.29 n relaia 4.26, rezult c momentul rezistent cauzat de ineria pieselor legate cinematic de motor, redus la roata motoare, este:M im = J M 2 dv 1 dva itr + J Rm a . dt r dt r

(4.30)

Cunoscnd valoarea acestui moment, se poate determina rezistena cauzat de ineria pieselor cu micare de rotaie Fd2: J i 2 + J Rm dva M . (4.31) F d 2= im = M tr 2 r r dt innd seama de relaia 4.28, expresia 4.25 se poate scrie sub urmtoarea form:Fd 1 = Ga dva d 1 G dv J R n dva . + J Rn R = a a + g dt dt r g dt r2 dt Ga dva J R n dva J M itr 2 dva J R m dva + + + , g dt r2 dt r2 dt r2 dt (4.32)

nsumnd relaiile 2.31 i 2.32 se obine fora de rezisten la demarare Fd: Fd = Fd1 + Fd2 = sau: (4.33)

2 G J M itr + J R n + J R m dva Fd = a + , dt g r2

(4.34)

Dac se noteaz cu JR suma momentelor de inerie ale tuturor roilor autovehiculului, fora de rezisten la demarare, dat de relaia anterioar, devine:2 G J M itr + J R Fd = a + g r2

dva . dt

(4.35)

Suma din paranteza relaiilor anterioare reprezint masa aparent a autovehiculului, adic masa acestuia plus o mas suplimentar cauzat de ineria pieselor aflate n micare de rotaie. Notnd cu raportul dintre masa suplimentar cauzat de rotirea pieselor motorului i masa total a autovehiculului

=

2 J M itr g , r2 Ga

(4.36)34

i cu raportul dintre masa suplimentar cauzat de rotirea roilor i masa total a autovehiculului

=

J

Rn

+ J Rm r2

g JR g = 2 , Ga Ga r

(4.37)

se poate scrie:

2 Ga J M itr = g r2

i

Ga = g

J

Rn

+ J Rm r2

=

Jr2

R

(4.38)

Relaia forei de rezisten la demarare are forma: Fd = (1 + + ) Ga dva . g dt (4.39)

Dac se noteaz 1+ + = , se obine: Fd = G a dv a dv = mech a , g dt dt (4.40)

unde este coeficientul maselor n micare de rotaie i ia n considerare influena pieselor n micare de rotaie asupra micrii de translaie a autovehiculului; mech este masa echivalent a autovehiculului. Valori orientative pentru momentele de inerie ale pieselor n micare ale motorului JM i ale tuturor roilor JR sunt date n tabelul alturat. Tabelul 4.2 Momentele de inerie i coeficientul maselor n micare de rotaie (vehicule singulare) Momente de inerie Coeficientul maselor de rotaie kg m2 Tipul autovehiculului JM JR Priz direct Treapta I Autoturisme 0,20,7 26 1,04 1,21,4 Autoutilitare, microbuze 0,41,5 530 1,05 1,41,8 Autocamioane i autobuze 0,43,0 40150 1,06 1,62,5 n cazul n care nu se cunosc momentele de inerie ale pieselor motorului JM i ale roilor automobilului JR, valoarea coeficientului maselor n micare de rotaie se poate aproxima cu ajutorul unei relaii empirice de forma: =1+(0.030.05) + (0.0220.028) icv2, (4.41) unde icv este raportul de transmitere din cutia de viteze. n tabelul 4.3 sunt centralizate valorile medii pentru coeficientul maselor n micare de rotaie [Gil92]. Tabelul 4.3 Coeficientul maselor n micare de rotaie Coeficientul maselor de rotaie, Tipul automobilului Treapta Treapta Treapta Treapta superioar a doua ntia lent Autoturism de capacitate mic 1,11 1,20 1,50 Autoturism de capacitate mare 1,09 1,14 1,30 Autocamioane i autobuze 1,09 1,20 1,60 2,50 Puterea necesar pentru nvingerea rezistenei la demarare este: Pd = Ga dva va . g dt35

(4.42)

4.5 BILANUL DE TRACIUNEBilanul de traciune al autovehiculului reprezint echilibrul tuturor forelor care acioneaz asupra acestuia la micarea rectilinie, pe un drum oarecare, cu motorul funcionnd pe caracteristica exterioar. Fora la roat FR va echilibra suma tuturor rezistenelor la naintare, iar ecuaia bilanului de traciune este: FR = Fr + F p + Fa + Fd + Ftc , sau dac se nlocuiesc forele de rezisten cu expresiile lor, se obine: FR = f Ga cos + Ga sin + G dv 1 2 c x S va + a a + Ftc , g dt 2 (4.44) (4.43)

unde: Ftc se nlocuiete n funcie de cazurile concrete (autovehicul cu remorc sau cu semiremorc). Reprezentnd grafic relaia 4.44, se obine diagrama bilanului de traciune pentru o treapt de viteze (fora la roata FR funcie de viteza de deplasare a autovehiculului, figura 4.3). F F a F R a F R c F' R c Fr + Fp+Fa F' Fr + Fp+Ftc+Fa R d

Fd

b

Fr Fp Ftc Fa

F d

d

b

va1 a

v'max vamax a

Fr + F p Fr va va1

v'max vamax a b

Fr + Fp+F tc F + Fp r F r va

Fig. 4.3 Bilanul de traciune al autovehiculului pentru o treapt de viteze: a- autovehicul singular; b- autovehicul n agregat cu remorc, sau semiremorc. La un regim la care automobilul se deplaseaz cu viteza va1, segmentul ab reprezint fora disponibil pentru accelerare, capabil s nving fora de rezisten la demarare pentru regimul respectiv. Punctul c n care curba forei la roat intersecteaz curba rezistenelor la naintare i n care fora disponibil pentru accelerare este egal cu zero, caracterizeaz regimul la care automobilului trece de la o micare accelerat la una uniform (acceleraie egal cu zero). Rezult c punctul c corespunde vitezei maxime va a autovehiculului la admisia total a motorului. La o admisie parial a motorului, fora la roat devine FR (linie ntrerupt), iar punctul de intersecie d corespunde vitezei maxime vamax care poate fi realizat n aceste condiii.

4.6 BILANUL DE PUTERIBilanul de puteri al autovehiculelor reprezint echilibrul dintre puterea la roat PR i suma puterilor necesare pentru nvingerea rezistenelor la naintarea acestora. n cazul cel mai general, ecuaia bilanului de puteri al autovehiculelor poate fi scris sub urmtoarea form:36

Fr Fp Fa

PR = Pe tr = Pr + Pp + Pa + Pd + Ptc ,

(4.45)

unde: Pe este puterea efectiv a motorului; tr randamentul ntregii transmisii; Pr puterea necesar nvingerii rezistenei la rulare; Pp puterea necesar nvingerii rezistenei la urcarea rampei; Pa puterea necesar nvingerii rezistenei aerului; Pd puterea necesar nvingerii rezistenei la demarare; Ptc puterea de traciune la crlig, consumat pentru nvingerea rezistenelor remorcilor, sau semiremorcilor; Legtura dintre for i putere este dat de urmtoarea relaie: P = F va , (4.46)

unde: va este viteza de deplasare a autovehiculului; F fora. innd cont de relaia 4.46 i folosind expresiile forelor de rezisten la naintare, se scriu relaiile de mai jos. Puterea consumat pentru nvingerea rezistenelor la rulare: Pr = Fr v a = Ga f v a cos , unde: f este coeficientul de rezisten la rulare; va viteza de deplasare a autovehiculului; Ga greutatea total a autovehiculului; unghiul rampei. Puterea necesar nvingerii rezistenei la urcarea rampei: Pp = F p v a = Ga v a sin . Puterea necesar nvingerii rezistenei aerului: Pa = Fa v a = 1 3 c x S va , 2 (4.49) (4.48) (4.47)

unde: cx este coeficientul de rezisten a aerului; S suprafaa seciunii transversale a autovehiculului. Puterea necesar nvingerii rezistenei la demarare: Pd = Fd v a = Ga v a dv a , g dt (4.50)

unde: este coeficientul maselor n micare de rotaie; g acceleraia gravitaiei; dva/dt acceleraia n micarea de translaie a autovehiculului. Bilanul de puteri este exprimat prin relaia: 1 G v dv 3 PR = Pe tr = Ga f va cos + Ga va sin + cx S va + a a a , (4.51) 2 g dt Curbele de variaie ale puterii efective a motorului, puterii la roat i a celorlalte puteri necesare nvingerii rezistenelor la naintare n funcie de viteza de deplasare a autovehiculului sau de turaia motorului, reprezint graficul bilanului de puteri (figura 4.4). Diferena dintre curba puterii efective a motorului Pe i cea a puterii la roata motoare PR, reprezint puterea pierdut n transmisia automobilului Ptr, adic: Ptr = Pe PR = Pe tr Pe = Pe (1 tr ) .37

(4.52)

Fig. 4.4 Bilanul de puteri al autovehiculului singular. La o vitez va1, respectiv turaia n1, diferena dintre curba puterii la roat PR i curba puterilor necesare nvingerii rezistenelor la naintare (segmentul ab) reprezint puterea disponibil pentru accelerare Pd. Punctul c, n care se intersecteaz curba puterii la roat cu curba puterilor necesare nvingerii rezistenelor la naintare pentru o treapt de viteze i unde puterea disponibil pentru accelerare este egal cu zero, determin viteza maxim a autovehiculului vamax, pentru condiiile concrete de exploatare, respectiv, turaia maxim a motorului nmax n condiiile date de deplasare. Particulariznd pentru treapta n care se obine viteza maxim i drum orizontal de calitate bun rezult viteza maxim a autovehiculului.

38

5 REACIUNILE NORMALE LA PUNILE AUTOVEHICULULUI N PLAN LONGITUDINALReaciunea normal la una din punile automobilului este definit ca suma reaciunilor normale la cele dou roi ale punii respective. n cazul autovehiculului aflat n repaus (static), reaciunile normale la puni sunt determinate de: repartiia static a greutii autovehiculului pe puni; poziia centrului de greutate; nclinarea drumului. n timpul deplasrii (regim dinamic) apar momente i fore suplimentare, care determin o schimbare dinamic a repartiiei greutii pe puni. Cunoaterea reaciunilor normale la punile autovehiculului este necesar pentru: determinarea aderenei; studiul procesului de traciune; studiul procesului de frnare; studiul stabilitii. Mrimea acestor reaciuni este influenat de condiiile de deplasare i de parametrii constructivi ai autovehiculului. Determinarea reaciunilor normale la puni se face n urmtoarele condiii: autovehiculul urc pe un drum n ramp cu nclinarea longitudinal ; deplasare n regim tranzitoriu cu micare uniform accelerat (sau uniform ncetinit n cazul frnrii).

5.1 AUTOVEHICUL SINGULAR CU DOU PUNI

Fig. 5.1 Schema forelor i momentelor care acioneaz n regim dinamic asupra autovehiculului cu dou puni Forele, momentele i reaciunile care acioneaz asupra autovehiculului n aceast situaie sunt artate n figura 5.1. Notaiile fcute au urmtoarele semnificaii: Ga greutatea total a autovehiculului; Fa rezistena aerului; Fd rezistena la accelerare;39

Mr1 i Mr2 momentele rezistenei la rulare pentru puntea din fa, respectiv din spate; X1 i X2 reaciunile tangeniale la puntea din fa, respectiv din spate; Z1 i Z2 reaciunile normale la puntea din fa i din spate; ha nlimea centrului de presiune a aerului; hg nlimea centrului de greutate; a i b coordonatele n plan longitudinal ale centrului de greutate; L ampatamentul; nclinarea drumului. Indiferent de poziia punii motoare, reaciunile normale la cele dou puni se pot determina din ecuaia de momente n raport cu punctele A i B (centrele petelor de contact pentru roile din fa i din spate). Dac autovehiculul este n repaus, rezistena aerului Fa, rezistena la demarare Fd, momentele de rezisten la rulare ale punii din fa Mr1 i punii din spate Mr2 sunt nule. Pentru determinarea reaciunii la puntea din fa se scrie ecuaia de echilibru de momente n raport cu punctul B: Z1 L = b Ga cos - hg Ga sin , de unde : Z1 = Ga b cos + hg sin L . (5.1)

(5.2)

Pentru determinarea reaciunii la puntea din spate se scrie ecuaia de echilibru de momente n raport cu punctul A: Z2 L = aGacos + hgGasin de unde rezult: Z2 = Ga a cos + hg sin L . (5.4) (5.3),

Raportul dintre reaciunea normal dinamic i ncrcarea static a unei puni atunci cnd automobilul se afl pe un drum orizontal ( = 0), se numete coeficient de schimbare a reaciunilor i se noteaz cu m1 pentru puntea din fa i cu m2 pentru puntea din spate, adic : m1 = Z1 L Z1 ; = G1 b Ga m2 = Z2 L Z2 , = G2 a Ga (5.5)

n care: G1 i G2 sunt ncrcrile statice ale punilor, atunci cnd autovehiculul se afl n repaus pe un drum orizontal; Z1 i Z2 sunt reaciunile normale la puni n regim dinamic. n regim dinamic, reaciunile normale la cele dou puni se schimb, ele fiind influenate de poziia punii motoare. Se consider cazul general, cnd exist for de traciune sau de frnare la ambele puni. Reaciunile tangeniale X1 i X2 au sensul n funcie de poziia punii motoare sau frnate. La puntea motoare, reaciunea tangenial X este ndreptat n sensul deplasrii. Pentru determinarea reaciunilor normale Z1 i Z2, se vor scrie ecuaiile de echilibru de momente n punctul B, respectiv A i de echilibru de fore ntr-un plan vertical perpendicular pe suprafaa drumului:

M = Z1 L + Mr1 + Mr2 + Fa ha + (Ga sin + Fd) F = Z1 + Z2 - Ga cos= 0 .BV

hg b Ga cos = 0 ,

(5.6)

Avnd n vedere c r1 = r2 = r i f1 = f2 = f , se poate scrie: Mr = Mr1 + Mr2 = f1 r1 Z1 + f2 r2 Z2 = f r Ga cos , n care:40

(5.7)

r1 i r2 sunt razele dinamice ale roilor punii din fa, respectiv ale punii din spate; f1 i f2 coeficienii de rezisten la rulare pentru roile punii din fa i punii din spate. Din ecuaia de echilibru de fore se determin expresia reaciunii normale Z2 de la puntea din spate: Z2 = Ga cos - Z1 . nlocuind expresiile determinate pentru Z2 i Mr = Mr1 + Mr2 n relaia 5.6, rezult: Z1 L + f r Ga cos + Fa ha + (Ga sin + Fd) hg b Ga cos = 0 , din care se determin: Z1 = Ga cos (b f r ) Fa ha (Ga sin + Fd ) hg L . (5.9) (5.8)

Pentru determinarea reaciunii normale Z2 se scrie ecuaia de echilibru de momente n raport cu punctul A i de echilibru de fore ntr-un plan vertical perpendicular pe suprafaa drumulu