indrumar dinamica

Stefan TABACU

Ion TABACU

Tiberiu MACARIE

Elena NEAGU

DINAMICA AUTOVEHICULELOR

Îndrumar de proiectare

Editura Universităţii din Piteşti 2004

Lucrarea a primit acceptul de publicare al Catedrei Automobile din cadrul Facultăţii de Mecanică şi Tehnologie cu ocazia şedinţei desfăşurate în data de 21.04.2004

CUVÂNT ÎNAINTE

Industria constructoare de autovehicule constitue unul dintre reperele reprezentative ale economiilor tuturor ţărilor dezvoltate. Pentru a produce mijloace de transport auto cu performante remarcabile, care să satisfacă exigentele competiţiei mondiale, definirea categoriilor de performanţă şi a valorilor de performanţă, sunt impuse de destinaţia autovehiculului şi de interesele comune ale industriei de automobile, fundamentate pe dorinţele utilizatorului.

Mediul concurenţial, cerinţele legislative şi de protecţie a mediului, gusturile clienţilor, au impus scurtarea în ultimii 20 de ani a timpului alocat pentru dezvoltarea unui nou model de automobil de la circa 70 de luni la circa 30 luni. Pentru a se atinge asemenea performanţe, pe lângă suportul oferit de dotarea cu echipamente şi aplicaţii software, este evidentă şi o repoziţionare a personalului angajat în conceperea unui nou model, ţinând cont de mijloacele avute la dispoziţie. Facilităţile oferite de produsele informatice permit definirea unui număr mare de variante constructive, pentru a se putea alege în final varianta optimă. În acest context trebuie sublinat faptul că utilizatorul trebuie să posede, în afara cunoştintelor specifice utilizării produselor hardare şi software, cunoştinţe din domeniul dinamicii autovehiculului.

Inscriindu-se în acest context, lucrarea INDRUMAR DE PROIECTARE – DINAMICA AUTOVEHICULEOR RUTIERE, este menită să deschida aria de cunoaştere a unor probleme care se înscriu in sfera de preocupari a inginerului din domeniul autovehiculelor rutiere.

In concepţia autorilor prezentului indrumar, utilitatea, gradul de înţelegere şi accesibilitate al unei teme supuse rezolvării cresc simţitor dacă se recurge la analize comparative şi aplicaţii numerice, capabile să familiarizeze studenţii cu folosirea referinţlor la autovehicule similare, cu folosirea unor nomograme, caracteristici, constante. Modelele de studiu şi relaţiile matematice stabilite stau la baza calculelor de proiectare a autovehiculelor, a metodologiilor de încercare ale acestora, precum şi a organizării raţionale a utilizării acestora. Relaţiile de calcul sunt prezentate algoritmic, ceea ce uşurează transcrierea lor direct în programe pentru calculatoare electronice.

Lucrarea este destinată, în primul rând, studenţilor şi absolvenţilor de la specializărilei Autovehicule Rutiere şi Automobile, precum şi specialiştilor formaţi care lucrează în domeniul construcţiei şi utilizării autovehiculelor.

Indrumarul a fost redactat dupa cum urmează: - sef lucr. dr.ing. Ştefan TABACU: capitolele 3, 5, 6, 10 şi paragraful

1.1; - prof.univ.dr. ing. Ion TABACU: capitolele 4, 7, 8 şi paragraful 1.3.1; - prof.univ.dr. Tiberiu-Nicolae MACARIE: capitolul 9; - conf.univ.dr. ing. Elena NEAGU: capitolele 1 (fără paragrafele 1.1 şi

1.3.1) şi 2.

Ne face plăcere să precizăm că în redactarea lucrării s-au utilizat rezultatele unor cercetări teoretice şi experimentale ale membrilor Catedrei de Automobile a Universităţii din Piteşti, rezultate obţinute în activitatea de cercetare ştiinţifică şi făcute publice în cadrul a numeroase manifestări ştiinţifice naţionale sau internaţionale.

Autorii exprimă mulţumiri tuturor celor care au acordat ajutor în realizarea lucrării în forma actuală.

Autorii

CUPRINSUL

Cuvânt înainte Repere biografice

1. STUDIUL SOLUŢIILOR SIMILARE ŞI AL TENDINŢELOR DE DEZVOLTAR…………………………………...……..…………………………. 3

1.1. Studiul soluţii similare ……………………………………………………… 3 1.2. Tendinţe de dezvoltare ……………………………………………………. 11 1.2.1. Tendinţe de dezvoltare a autoturismelor…………………………. 11 1.2.2. Tendinţe de dezvoltare a autobuzelor……………………………. 15 1.2.3. Tendinţe de dezvoltare a autocamioanelor………………………. 16 1.3 Organizarea transmisiei autovehiculelor…………………………………. 18

1.3.1. Organizarea generală a autoturismelorr…………………………. 18 1.3.2. Organizarea transmisiei autobuzelor……………………………… 23 1.3.3. Organizarea transmisiei autocamioanelor………………………… 23 1.4. Amenajarea interioară a autovehiculelor………………………………… 24

2. PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOVEHICULELOR…………………. 26 2.1. Soluţia de organizare generală, organizarea transmisiei, a sistemelor

şi amenajarea interioară…………………………………………………… 26 2.2. Dimensiuni principale şi ale capacităţii de trecere………………………. 26 2.3. Masa autovehiculului………………………………………………………. 27 2.3.1. Masa utilă…………………………………………………………….. 27 2.3.2. Masa proprie…………………………………………………………. 29 2.4. Centrul de masă şi coordonatele centrului de greutate…………………. 31 2.5. Alegerea pneurilor…………………………………………………………... 33

3. DEFINIREA CONDIŢIILOR DE AUTOPROPULSARE………………………. 38 3.1. Rezistenţa la rulare…………………………………………………………. 39 3.1.1. Generarea rezistenţei la rulare…………………………………….. 39 3.1.2. Factori de influenţă asupra rezistenţei la rulare………………….. 40 3.1.3. Calculul rezistenţei la rulare………………………………………... 40 3.2. Rezistenţa aerului…………………………………………………………… 45 3.2.1. Noţiuni de aerodinamica autovehiculului…………………………. 45 3.2.2. Influenţa formei autovehiculului asupra aerodinamicii sale…….. 46 3.2.3. Calculul rezistenţei aerului…………………………………………. 49 3.3. Rezistenţa la pantă…………………………………………………………. 49 3.4. Rezistenţa la demarare…………………………………………………….. 50 3.5. Exemplu de calcul………………………………………………………….. 52 3.6. Ecuaţia generală de mişcare rectilinie a automobilului………………… 56

4. REACŢIUNILE NORMALE ALE CĂII DE RULARE ASUPRA ROŢILOR AUTOVEHICULELOR……………………………………………………………. 59

4.1. Relaţii de calcul……………………………………………………………… 59 4.2. Calculul reacţiunilor normale în regimul demarării la limita de

aderenţă……………………………………………………………………… 60 4.2.1. Autovehicule cu o singură punte motoare (4x2)…………………. 60 4.2.2. Autovehicule cu ambele punţi motoare (4x4)……………………. 62

Cuprinsul 8

4.2.3. Calculul reacţiunilor normale în regimul frânării…………………. 635 CALCUL DE TRACŢIUNE………………………………………………………. 64 5.1. Alegerea randamentului transmisiei……………………………………… 64 5.2. Motoare pentru automobile………………………………………………… 65 5.2.1. Motorul – sursa de energie pentru autopropulsare……………… 65 5.2.2. Evaluarea analitică a caracteristicii exterioare…………………… 66 5.2.3. Calcul caracteristicii exterioare necesare………………………… 71 5.3. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei……… 73 5.3.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al

transmisiei…………………………………………………………… 74 5.3.2. Limitarea de către aderenţă a valorii maxime a raportului de

transmitere…………………………………………………………… 76 5.3.3. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al

transmisiei……………………………………………………………. 80 5.3.4. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi a

mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei………………. 80 5.3.5. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei

necesare realizării performanţelor de viteze în zone de turaţie ale motorului caracterizate de funcţionare economicoasă……… 81

5.4. Exemplu de calcul …………………………………………………………. 826 STUDIUL ŞI DETERMINAREA PERFORMANŢELOR DINAMICE DE

TRECERE ŞI DEMARARE ALE AUTOVEHICULELOR…………………….. 87 6.1. Performanţele dinamice 87 6.1.1. Caracteristica de tracţiune 87 6.1.2. Caracteristica puterilor 90 6.1.3. Caracteristica dinamică 93 6.1.4. Influenţa valorilor raportelor de transmitere asupra

performanţelor dinamice ale autoturismelor. 98

6.2. Performanţele de demarare 101 6.2.1. Acceleraţia automobilului. Caracteristica ac 101 6.2.2. Caracteristicile de demarare 102 6.2.3. Aprecierea capacităţii de demarare a autovehiculelor 107 6.3. Exemplu de calcul 108 6.3.1. Caracteristica factorului dinamic 108 6.3.2. Limitarea de către aderenţă a factorului dinamic 109 6.3.3. Determinarea parametrilor capacităţii de demarare ai

autovehiculului. 110

7 PERFORMANŢELE DE FRANARE ALE AUTOVEHICULELOR 115 7.1. Parametrii capacitătii de frânare. 116 7.1.1. Parametrii capacitătii de frânare. 116 7.1.2. Determinarea spaţiului de frânare 117 7.1.3. Determinarea timpului de frânare 117 7.2. Repartizarea forţelor de frânare între punţile autovehiculului. 118 7.3. Valorificarea rezultatelor 119 7.4. Exemplu de calcul 122

8 PERFORMANŢELE CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL 124 8.1. Determinarea consumului de combustibil pentru autovehiculul ce

urmează a fi echipat cu un motor la care sunt cunoscute caracteristicile consumului de combustibil

126

Cuprinsul

9

8.2. Determinarea consumului de combustibil pentru autovehiculul ce urmează a fi echipat cu un motor la care nu sunt cunoscute caracteristicile consumului de combustibil.

131

8.2.1. Determinarea lucrului mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE 133 8.2.2. Determinarea lucrului mecanic necesar deplasării cu viteze

constante 135

8.3. Exemplu de calcul 1369 STABILITATEA ŞI MANIABILITATEA AUTOVEHICULULUI 138 9.1. Stabilitatea autovehiculului 138 9.1.1. Stabilitatea longitudinală a autovehiculului 139 9.1.2. Stabilitatea transversală la mersul în viraj 141 9.1.3. Stabilitatea la frânarea pe drum orizontal la mesul rectiliniu 145 9.2 Maniabilitatea autovehiculelor 148 9.2.1. Maniabilitatea în viraj 148

10 PROBLEME 152 ANEXE 156

BIBLIOGRAFIE…..……………………………………………..………………... 200

1

STUDIUL SOLUŢIILOR SIMILARE ŞI AL TENDINŢELOR DE DEZVOLTARE

1.1. Studiul soluţii similare

Pentru abordarea proiectării unui nou tip de autovehicul, ţinând seama de datele impuse prin temă, care precizează anumite particularităţi legate de destinaţia şi performanţele acestuia, este nevoie, într-o primă etapă, să se caute soluţii constructive, deja existente, având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de autovehicule, informaţii legate de organizarea generală, de modul de dispunere a echipamentului de tracţiune, de parametrii constructivi si de capacitatea de încărcare, de organizarea transmisiei, tipul sistemelor de direcţie, frânare, suspensie, etc.

Analizând toate aceste informaţii şi având în vedere tendinţele de dezvoltare pentru fiecare categorie de autovehicul, se pot stabili printr-o metodă de studiu comparativă, ca punct de plecare de la datele iniţiale din tema de proiectare, caracteristici constructive şi de utilizare necesare calculului de predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului şi repartizarea sa pe punţi, alegerea pneurilor, etc.

Pentru exemplificare, în tabelul 1.1. se prezintă, pentru segmentul autoturismelor cu 5 locuri si viteză maximă Vmax=185 km/h, principalii parametrii constructivi şi ai performanţelor pentru un număr de 15 autoturisme.

În privinţa dimensiunilor principale, în figurile 1.1….1.5 se prezintă, pentru fiecare dimensiune, denumită criteriu de analiză, analize comparative.

Pentru fiecare criteriu s-a determinat câte o valoare medie care, va fi folosită ca referinţă pentru reprezentarea autovehiculului ce urmează a fi proiectat. De reţinut că în vederea omogenizării segmentului autoturismelor de referinţă în analiza comparativă efectuată se exclud, dupa caz, modelele care depăşesc in mod valoare medie a criteriului, după care se reface valoarea medie a criteriului.

Mărimea ampatamentului (fig.1.1) este orientată spre valoarea aleasă ca medie cu mici abateri de la aceasta pentru fiecare model în parte (Valoarea medie: 2572 mm).

Lungimea (fig.1.2) se prezintă de asemenea ca o dimenisiune compactă datorată asemănării soluţiilor de organizare (Valoarea medie: 4351 mm).

Lăţimea (fig.1.3.) (Valoarea medie: 1718 mm).

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare

4

Înălţimea (figura 1.4) acestor autovehicule este apropiată ca valoare pentru toate modele menţionate datorită clasei din care fac parte. (Valoarea medie: 1409 mm).

Ecartamentul (fig.1.5.) (Valoarea medie: 1459 mm). În continuare, pe baza datelor din tabelul 1.1, în figurile 1.6….1.10, s-a extins studiul de analiză comparativă pentru o serie de criterii definite cu ajutorul performanţelor energetice ale motoarelor, a performanţei dinamice de viteză maximă şi ale performanţelor consumului de combustibil.

În figura 1.6. este prezentat ca mărime de interes raportul a

max

mP

dintre puterea

maximă dezvoltată de motorul autovehiculului, (Pmax) şi masa autovehiculului, (ma). Acest parmetru are semnificaţia unui indice de „motorizare”. Valoarea medie a acestui parametru este de 0,0467 [kW/kg], îmbunătăţirea performanţei de motorizare facându-se la creşterea valorii acestui parametru.

Figura 1.7. prezintă ca indice de performanţă raportul dintre consumul mediu

de combustibil, ( ) şi puterea maximă a motorului, (Pl100Q max), raport notat

max

l100

PQ

.

Acest parametru, care reflectă cantitatea de combustibil, exprimată în litri, consumată pentru producerea unei puteri unitare pe un spaţiu de 100 km scoate în evidenţă performanţele motoarelor utilizate. Faţă de valoarea medie a autoturismelor din eşantionul analizat, de 0,1032 litri combustibil pentru producerea unei puteri de 1 kW în timpul parcurgerii unui spaţiu de 100 km, creşterea performanţei se exprimă prin reducerea valorii.

O altă mărime folosită este prezentată în figura 1.8. Raportul a

max

mV

, dintre

viteza maximă pe care o atinge autovehiculul, (Vmax), şi masa autovehiculului, (ma), dă indicii asupra performanţelor dinamice de viteză maximă ale autoturismelor similare, arătând cu ce viteză este propulsat fiecare kilogram din masa autoturismului. Faţă de valoarea medie a acestui parametru pentru autoturismele din eşantionul analizat, de 0,1122, creşterea performanţei se exprimă prin creşterea valorii parametrului.

Un alt parametru de interes, reprezentat în figura 1.9, este raportul dintre consmul mediu de combustibil [litri/100km] şi masa autovehiculului, ml

100Q a [kg]. Acest parametru, cu semnificaţia unui indice de performanţă al construcţiei automobilului evaluează economicitatea funcţionarii autovehiculului. Valoarea medie a acestui parametru, corespunzătoare eşantionului analizat, este de 0,0048 litri combustibil pentru deplasarea pe un spaţiu de 100 km a fiecărui kilogram din masa autovehiculului. Sporirea performanţei consumului de combustibil pentru transportul masei se obţine prin reducerea mărimii acestui parametru.

In figura 1.10. se prezintă un parametru de analiză comparativă ce exprimă influenţa nivelului de motorizare asupra performanţei dinamice de viteză maximă (Vmax/Pmax). Parametrul reprezintă un criteriu de perfecţiune al construcţiei de autovehicule prin exprimarea vitezei imprimate de fiecare unitate de putere dezvoltată de motor. Faţă de valoarea medie a acestui parametru pentru autoturismele din eşantionul analizat, de 2,4052 creşterea performanţei se exprimă prin creşterea valorii parametrului.

Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare

5

Tabelul 1.1. Soluţiile similare

Marc

a si m

odelu

l

Cini

lndr

ee [c

m3 ]

Pute

re kW

la ro

t/min

Mom

ent m

otor

Nm

la ro

t/min

Dim

ensiu

nea a

nvelo

pelo

r

Ampa

tam

ent [

mm

]

Ecar

tam

ent f

ata [

mm

]

Ecar

tam

ent s

pate

[mm

]

Lung

ime [

mm

]

Latim

e [m

m]

Inalt

ime [

mm

]

Masa

pro

prie

[kg]

Masa

tota

lă [k

g]

Acce

leraţ

ie 0-

100 k

m/h

[s]

Vite

za m

aximă [

km/h

]

Cons

um m

ediu

L/10

0 Km

A1 1596 76/6000 134/4500 185/60 R 14 H 2540 1472 1441 4093 1712 1472 1147 1670 11,0 185 8.1

A2 1984 85/5400 168/3200 195/65R 15 V 2687 1520 1524 4797 1783 1430 1355 1905 11,9 182 9.3

A3 1998 77/5000 169/2800 185/65 R 14 H 2620 1426 1423 4615 1718 1388 1108 1630 10,8 185 7.9

A4 1581 76/5750 144/4000 185/60 R 14 H 2540 1439 1441 4020 1750 1420 1050 1615 11,3 184 7.4

A5 1756 74/6000 140/2750 175/65 R 14 T 2540 1435 1415 4354 1695 1445 1168 1690 12,5 188 8.8

A6 1995 85/5600 162/4000 195/60 R 15 H 2660 1496 1488 4520 1760 1435 1218 1750 10,5 190 8.9

A7 1991 86/5500 168/3500 195/65 R 14 H 2610 1519 1519 4544 1773 1310 1188 1710 n.a. 190 8.9

A8 1796 77/5500 153/4000 175/70 R 13 H 2525 1440 1455 4293 1700 1394 1110 1625 10,9 187 7.9

A9 1756 74/6000 142/2500 185/60 R 14 H 2540 1436 1415 4343 1700 1430 1218 1735 12,5 185 7.9

A10 1840 84/6000 157/4000 185/65 R 14 H 2505 1460 1460 4035 1710 1405 1110 1625 9,7 188 8

A11 1598 74/6200 148/3500 195/55 R 15 H 2517 1424 1423 4051 1696 1397 1065 1550 11,5 190 6.9

A12 1598 74/6200 150/3200 185/70 R 14 H 2640 1484 1470 4477 1707 1428 1200 1730 12,5 188 6.7

A13 1762 74/6000 153/3000 185/60 R 14 H 2580 1454 1429 4232 1689 1386 1100 1625 12,2 185 8

A14 1762 79/5600 150/2600 185/65 R 14 H 2580 1465 1445 4530 1695 1410 1125 1600 11,2 190 6.5

A15 1721 75/5600 142/3900 185/65 R 14 T 2503 1416 1426 4354 1686 1387 1055 1580 12,2 185 9.3


6

Ampatament [mm]

2540 2687 2620 2540 2540 2660 2610 2525 2540 2505 2517 2640 2580 2580 2503 2572

0

500

1000

1500

2000

2500

3000A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A1

0

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[mm

]

Fig.1.1. Ampatamentul automobilelor

Lungime [mm]

40934797 4615

4020 4354 4520 4544 4293 4343 4035 40514477 4232 4530 4354 4351

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[mm

]

Fig.1.2. Lungimea automobilelor


7

Latime [mm]

1712 1783 1718 1750 1695 1760 1773 1700 1700 1710 1696 1707 1689 1695 1686 1718

0200400600800

100012001400160018002000

A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[mm

]

Fig.1.3. Lăţimea automobilelor

Inaltime [mm]

1472 1430 1388 1420 1445 14351310 1394 1430 1405 1397 1428 1386 1410 1387 1409

0200400600800

1000120014001600

A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[mm

]

Fig.1.4. Inălţimea automobilelor


8

Ecartament [mm]

1472 1520 1426 1439 1435 1496 1519 1440 1436 1460 1424 1484 1454 1465 1416 1459

0200400600800

1000120014001600

A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[mm

]

Fig.1.5. Ecartamentul automobielelor

Pmax/ma [kW/kg]

0.045

4

0.044

4

0.047

4

0.046

9

0.043

9

0.048

3

0.050

3

0.047

5

0.042

8 0.051

6

0.047

4

0.042

5

0.045

7

0.049

2

0.047

5

0.046

7

0

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[kW

/kg]

Fig. 1.6. Raportul dintre puterea maximă şi masa automobilului


9

Q_100/Pmax [l/kW]

0.107

0

0.110

0

0.102

3

0.097

7 0.118

5

0.105

3

0.103

5

0.102

3

0.106

4

0.095

4

0.093

8

0.091

1 0.107

7

0.082

6

0.124

0

0.103

2

00.020.040.060.080.1

0.120.14

A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[l/kW

]

Fig.1.7. Raportul dintre consumul meiu de combustibil şi puterea maximă a motorului

Vmax/ma [km/h/kg]

0.110

8

0.095

5 0.113

5

0.113

9

0.111

2

0.108

6

0.111

1

0.115

1

0.106

6

0.115

7

0.122

6

0.108

7

0.113

8

0.118

8

0.117

1

0.112

2

00.020.040.060.080.1

0.120.14

A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[km

/h/k

g]

Fig.1.8. Raportul dintre viteza maximă şi masa automobilului


10

Q_100/ma [l/kg]

0.004

9

0.004

9

0.004

8

0.004

6

0.005

2

0.005

1

0.005

2

0.004

9

0.004

6

0.004

9

0.004

5

0.003

9 0.004

9

0.004

1

0.005

9

0.004

8

00.0010.0020.0030.0040.0050.0060.007

A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[l/kg

]

Fig.1.9. Raportul dintre consumul mediu şi masa automobilului

v_max/Pmax [km/h/kW]

2.442

7

2.152

3

2.396

2

2.429

5

2.531

5

2.247

0

2.208

5

2.422

1

2.491

1

2.242

8

2.584

0

2.556

8

2.491

1

2.415

0

2.466

7

2.405

2

0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 A9 A10

A11

A12

A13

A14

A15

Valoa

rea m

edie

[km

/h/k

W]

Fig.1.10. Raportul dintre viteza maximă şi puterea maximă a motorului


11

1.2. Tendinţe de dezvoltare Pentru alegerea sau determinarea parametrilor iniţiali care intervin în calcul

este necesar, pe lângă studiul soluţiilor constructive asemănătoare, deja existente în lume, să se facă şi o cercetare a tendinţelor de dezvoltare specifice categoriei de autovehicule studiate.

Direcţiile de dezvoltare au în vedere să sublinieze orientarea generală în ceea ce priveşte modul de organizare a familiei de autovehicule studiate, modul de dispunere a motorului, organizarea şi tipul transmisiei, construcţia sistemelor şi a instalaţiilor auxiliare, amenajarea interioară, etc. 1.2.1. Tendinţe de dezvoltare a autoturismelor

Autoturismele, definite ca fiind autovehicule destinate transportului de

persoane, având o capacitate de cel mult opt locuri, au stat şi stau în permanenţă în atenţia marelui public, datorită implicării lor tot mai intense în viaţa cotidiană.

Construcţia autoturismelor, a elementelor componente, se perfecţionează permanent, urmărindu-se îmbunătăţirea performanţelor de dinamicitate sau frânare, a performanţelor de economicitate, de stabilitate şi de confort, de securitate activă şi pasivă, etc. Domeniile de acţiune s-au extins asupra tuturor pãrţilor componente ale autoturismului şi se aplică cele mai noi şi eficiente soluţii de îmbunãtãţire sau schimbare a acestora.

Astfel, motoarele autoturismelor au beneficiat de o atenţie deosebită, eforturile de sporire a performanţelor lor fiind îndreptate pe multe direcţii: creşterea performantelor funcţionale şi constructive prin gestionarea electronică a regimurilor de funcţionare, reducerea consumului de combustibil, mărirea puterii litrice, reducerea costurilor de fabricaţie, reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare, realizarea de motoare cât mai fiabile, cât mai uşoare şi cât mai compacte. Se remarcă tendinţele de aplicare tot mai frecventă a injecţiei de benzină cu comandă electronică, mono sau multipunct, în detrimentul motoarelor cu carburator, ca şi dezvoltarea motoarelor cu aprindere prin comprimare, datorită consumului specific de combustibil mai redus, în comparaţie cu motoarele cu aprindere prin scânteie. Folosirea motorului Diesel pe autoturisme a devenit realistă când turaţiile maxime ale acestuia au depăşit 4200 – 4400 rot/min, realizându-se exemplare ce dezvoltă 5000 rot/min. Perfecţionarea acestor motoare privind reducerea zgomotului, a poluării, a pornirii uşoare pe timp friguros, a făcut progrese remarcabile si le-a asigurat creşterea ponderii proprii în detrimentul motoarelor cu aprindere prin scânteie.

O alta preocupare constantă este aceea a creării unor familii de motoare, pornindu-se de la un monocilindru sau de la un motor de bază, de la care, în funcţie de necesitãţi, se realizează o serie de motoare cu puteri şi capacităţi diferite, având unele pãrţi componente identice, procedeul favorizând folosirea tipizării în tehnologia de fabricaţie şi exploatare a autoturismelor.

Folosirea supraalimentării prin diferite procedee este tot mai des întâlnitã la motoarele de autoturisme, aceasta asigurând creşterea puterii şi momentului motor maxim, cu scăderea turaţiilor corespunzătoare şi a consumului de combustibil.

Injecţia de benzină este mult cercetată, perfecţionată şi aplicată la producţia de serie deoarece, completată cu comandă şi control electronic, este în măsură să asigure performanţe superioare în ceea ce priveşte reducerea consumului de


12

combustibil, reducerea emisiilor poluante şi ridicarea gradului de securitate a conducerii autoturismului.

Aprinderea cu comandă electronică este o variantă des întâlnită cu influenţă benefică asupra consumului de combustibil, prin declanşarea avansului la aprindere după legea optimă.

Sistemele de injecţie electronica Diesel ca şi sistemele de injecţie cu benzină evoluează permanent, fiind tot mai răspândite, datorită controlului electronic al principalilor parametrii (presiune, debit, cantitatea de combustibil injectat, etc.) care conduce la creşterea performanţelor funcţionale şi economice ale motoarelor respective.

Reducerea dimensiunilor de gabarit şi a consumului de metal constituie şi in continuare o sursă de cercetare permanentă, ea fiind realizată prin forţarea motoarelor, când se dezvoltă puteri tot mai ridicate pe unitatea de cilindree si realizarea cilindreei unitare cu o masă cât mai mică.

Numeroase sunt şi preocupările legate de ameliorarea formei camerei de ardere, a tubulaturii de admisie şi evacuare, a geometriei de dispunere şi acţionare a supapelor, a numărului, mărimii şi locului lor de amplasare, a funcţionării cu dispozitive de alimentare stratificată cu combustibil, a înlocuiri materialelor metalice cu materiale ceramice, a realizării motoarelor adiabatice sau cu raport de comprimare variabil, etc.

Ultimele realizări în domeniul alimentării, aprinderii şi arderii, care permit reglaje îmbunătăţite de avans şi dozaj, au condus la creşterea performanţelor motoarelor, la reducerea consumului de combustibil şi a agenţilor poluanţi. Se fac în prezent eforturi considerabile pentru limitarea emisiei de gaze nocive prin folosirea unor dispozitive de purificare a gazelor de evacuare sau a unor catalizatori – purificatori ai acestor gaze.

Transmisia autoturismelor a constituit şi constituie obiectul unor continue cercetări urmărindu-se prin soluţiile constructive propuse, o cât mai bună corelare între momentul motor activ şi cel rezistent, reducerea consumului de combustibil, sporirea siguranţei şi confortului de conducere. Se constată că pe lângă transmisiile mecanice clasice se folosesc şi alte categorii de transmisii, cum sunt cele automate, cele cu variaţie continuă a raportului de transmitere, sau, mai nou, cele electrice.

La transmisiile mecanice ale autoturismelor sunt tot mai răspândite cutiile de viteze cu cinci sau şase trepte de mers înainte, ultima treaptă având, de obicei, raportul de transmitere subunitar, fiind „treapta economică”. Aceasta, atunci când este cuplată, conduce la reducerea consumului de combustibil, prin micşorarea turaţiei motorului şi aducerea acesteia în zona turaţiei economice. Apariţia cutiilor de viteze cu şase trepte de mers înainte asigură autoturismelor performanţe de dinamicitate şi economicitate tot mai ridicate. Cutiile de viteze secvenţiale constituie apariţii recente, care asigură optimizări ale procesului de cuplare a treptelor de viteze, ale construcţiei şi funcţionării acestora. Ele conduc la creşterea confortului de conducere şi la îmbunătăţirea siguranţei în deplasare.

Transmisia automată face progrese mai lente, datorită costului ridicat al fabricaţiei şi al consumului de combustibil sporit, în comparaţie cu cel al transmisiei clasice. Totuşi se remarcă introducerea microprocesoarelor de bord, care gestionează funcţionarea transmisiei automate, alături de funcţionarea motorului, a frânelor, a suspensiei, a direcţiei, etc. Performanţele atinse de ultimele transmisii automate cu comanda electronica, având 5 sau 6 trepte de mers înainte, tind să


13

micşoreze şi chiar să elimine dezavantajele pe care le au aceste transmisii în comparaţie cu transmisiile mecanice, clasice, neautomate, în ceea ce priveşte dinamicitatea şi consumul de combustibil. Se remarcă apariţia unor regimuri de deplasare „economice” sau „sportive”, care asigură autoturismelor performanţe de economicitate, respectiv de dinamicitate, similare cu cele asigurate de transmisiile clasice.

Transmisia cu variaţie continuă a raportului de transmitere - CVT - (Continously Variable Transmission) se întâlneste tot mai frecvent la autoturismele de clasa mică şi mijlocie, datorită asigurării unor rapoarte de transmitere care se modifică şi se adaptează continuu, automat, la modificarea rezistenţelor la înaintare ale automobilului.

O altă preocupare tot mai răspândită, în special la autoturismele sport, la unele autoturisme de oraş şi chiar la unele miniturisme, este aceea a tracţiunii integrale, cu folosirea unor diferenţiale interaxiale blocabile sau, mai frecvent, autoblocabile, tendinţă existentă deja în cazul autoturismelor tot-teren, având ca efect creşterea confortului de conducere şi a siguranţei în exploatare, îmbunătăţirea capacităţii de trecere şi a stabilităţii. Repartizarea optimă a momentului motor între punţile motoare faţă şi spate trebuie să se facă în funcţie de aderenţa existentă la roţile fiecărei punţi motoare.

Amplasarea grupului motopropulsor, longitudinal sau transversal, faţă sau spate, se face având în vedere avantajele şi dezavantajele pe care fiecare dintre aceste variante de organizare le are asupra confortului şi spaţiului destinat pasagerilor, asupra complexităţii construcţiei transmisiei, a modului de organizare a celorlalte sisteme ale automobilului.

Pentru îmbunătăţirea dinamicii în regim de tracţiune, autoturismele au fost dotate cu sisteme de control al tracţiunii (ASR), care îndeplinesc în general următoarele funcţiuni: corijarea acţiunilor de comandă ale conducătorului auto în raport cu regimul de deplasare al automobilului şi aderenţa roţilor cu calea de rulare, asigurarea stabilităţii şi maniabilităţii, îmbunătăţirea tracţiunii la demaraje şi în condiţii dificile de drum, informarea conducătorului auto asupra apariţiei situaţiilor deosebite ce duc la patinarea uneia sau mai multor roţi.

Suspensia autoturismelor a făcut obiectul unor studii aprofundate privind condiţionarea reciprocă dintre pneu, suspensie şi calea de rulare. Acestea au permis să se obţină, prin simularea pe calculator a fenomenelor complexe care au loc în timpul deplasării autoturismului, o suspensie corespunzătoare pentru fiecare model cercetat.

Echiparea autoturismelor cu suspensii independente pe toate roţile, prin folosirea amortizoarelor hidraulice şi hidropneumatice şi a corectoarelor de ruliu a contribuit la mărirea confortului, a siguranţei în deplasare şi a stabilităţii.

Suspensia mecanica clasică este supusă unor modificări permanente, urmărindu-se perfecţionarea cinematicii sale, a legăturii între suspensie şi structura de rezistenţă a automobilului, a atenuării şocurilor şi vibraţiilor primite de la roţi, a cinematicii roţilor directoare, a confortului pasagerilor.

Suspensia hidropneumatică, caracteristică autoturismelor fabricate de concernul Citroën, asigură un confort optim pasagerilor, în sensul păstrării unei poziţii constante a caroseriei, prin corelarea mişcărilor tuturor roţilor automobilului, indiferent de calitatea căii de rulare.

Sistemul de frânare cunoaşte, de asemenea, preocupări intense de îmbunătăţire, generalizare având sistemul de frânare cu dublu circuit.


14

Autoturismele sunt echipate fie numai cu frâne disc, fie cu frâne mixte, adică cu frâne cu tambur la roţile din spate şi cu frâne disc la roţile din faţă. Cunosc generalizare frânele autoreglabile, care compensează automat uzura normală a garniturilor de fricţiune şi limitatoarele de frânare, care distribuie forţele de frânare la punţile automobilului în funcţie de încărcarea dinamică a acestora.

Sistemele de frânare cu control electronic, aşa numitele ABS (Anty Blocking System), care împiedică blocarea roţilor în cazul frânărilor intensive şi care permit păstrarea controlului automobilului în orice situaţie, cunosc o largă utilizare, la aproape toate categoriile de automobile. De asemenea se generalizează indicatoarele de uzură a garniturilor de frână, frânele autoreglabile, servomecanismele de acţionare a frânelor, comandate de instalaţii specifice.

Sistemul de direcţie se realizează în soluţii constructive legate de tipul suspensiei folosite, în scopul asigurării unei cinematici corecte roţilor de direcţie. Ca tendinţe actuale se remarcă creşterea comodităţii de conducere şi siguranţei în deplasare prin extinderea folosirii servodirecţiilor şi la clase mai mici de autoturisme, reducerea efectului reacţiilor inverse, de la roată spre volan, asigurarea creşterii siguranţei conducătorului sau pasagerilor în deplasare prin folosirea air-bag-urilor (frontale sau laterale) şi prin folosirea unor volane şi axe volan rabatabile sau telescopice.

Caroseria este aproape în totalitate autoportantă. Cercetările şi încercările efectuate au condus la realizarea unor caroserii având coeficienţi aerodinamici tot mai coborâţi. Datorită folosirii oţelurilor de înaltă rezistenţă, cu o limită de elasticitate ridicată, rigiditatea caroseriei, factor important în ameliorarea ţinutei de drum, a fost mult îmbunătăţită. S-au luat măsuri de reducere a greutăţii proprii prin înlocuirea pieselor din metal cu piese din materiale plastice sau din materiale compozite. Se îmbunătăţeşte permanent securitatea activă şi pasivă pe care automobilul o poate asigura pietonilor, respectiv pasagerilor. Insonorizarea caroseriilor a permis reducerea zgomotului.

Se folosesc caroserii monovolum, cu două sau trei volume, în funcţie de modelul autoturismului.

Pentru pneurile de autoturisme, în vederea micşorării energiei absorbite în timpul rulajului, a amortizării şocurilor, ale creşterii siguranţei şi duratei în exploatare, se folosesc noi reţete la fabricarea anvelopelor şi camerelor de aer, se utilizează diferite profiluri pentru banda de rulare. Se încearcă folosirea unor pneuri fără aer în interior (pneuri Denevo, folosite de firma Dunlop) sau a unor pneuri fără cameră de aer, care au în interior o soluţie specială (polygel) care vulcanizează instantaneu o perforare a pneului (pneuri PunctureGuard), fara să afecteze performantele pneului şi, implicit, siguranţa în deplasare şi confortul în conducere.

Aparatura de bord foloseşte tot mai mult circuite integrate cu afişaj numeric, folosind tehnica fluorescenţei în vid sau aceea cu cristale lichide, care prezintă un grad ridicat de fiabilitate. Aparatura electronică asistată de calculator este de un real folos. Ea supraveghează şi informează permanent conducătorul despre diferiţi parametri necesari conducerii în siguranţă, informează asupra funcţionării organelor în mişcare, urmăreşte atingerea unor limite maxime de uzură, indică consumul instantaneu şi rezerva de combustibil, etc.

La toate autoturismele moderne este asigurat controlul electronic al motorului, al sistemului de frânare cu antiblocare, al comenzilor cutiei de viteze, al suspensiei al radarului anticoliziune şi al altor sisteme. În preocupările specialiştilor, un loc


15

central îl ocupă şi dispozitivele de dirijare ale autovehiculelor, aparatura de navigaţie, aparatura de urmărire, afişare a datelor (pe parbriz sau holografic).

În prezent toate marile firme constructoare de autoturisme dezvoltă programe de cercetare privind creşterea securităţii în deplasare, protecţia mediului înconjurător, reducerea consumului de combustibil, dezvoltarea tehnologiilor de fabricare a autoturismelor şi creşterea calităţii acestora, micşorarea costurilor de producţie şi respectarea termenelor stabilite pentru toate etapele de concepţie, fabricare şi vânzare produs.

1.2.2. Tendinţe de dezvoltare a autobuzelor

În construcţia autobuzelor actuale, se constată unele linii directoare care

asigură mărirea confortului, a eficienţei economice şi tehnice a transportului rutier de persoane. Dintre acestea, se pot enumera: reducerea greutăţii specifice a autovehiculului, sporirea capacităţii de transport prin utilizarea tot mai largă a autovehiculelor articulate, folosirea raţională a spaţiului caroseriei în principal prin amplasarea motorului sub podea (motoare orizontale), generalizarea echipării cu motoare cu aprindere prin comprimare, sporirea fiabilităţii subansamblelor componente şi adoptarea unor soluţii constructive care să reducă volumul lucrărilor de întreţinere (reducerea numărului de articulaţii care trebuie gresate, generalizarea folosirii alternatorului în locul dinamului cu colector), extinderea automatizării şi generalizarea mecanismelor servo, în vederea îmbunătăţirii condiţiilor de muncă ale conducătorului autobuzului şi creşterii siguranţei în deplasare, folosirea unor sisteme de climatizare, de iluminare interioara si audio, care sa asigure un confort optim călătorilor.

Autobuzele moderne au caroseria tip vagon şi motorul dispus sub podea intre punţi sau în spate, fapt ce permite mărirea suprafeţei utile de încărcare la aproximativ 98 – 99% din suprafaţa totală. Se constată o uşoară tendinţă spre amplasarea motoarelor în consolă spate (vezi punctul 1.3.2), dispuse orizontal sau înclinat, în special la autobuzele interurbane şi turistice, fără a fi neglijată soluţia de dispunere a motorului între punţi, specifică autobuzelor urbane. Această soluţie este avantajoasă mai ales în cazul folosirii transmisiilor automate, la care dispar dezavantajele legate de dificultăţile transmiterii comenzilor, asigurând o mai bună reparaţie a greutăţilor pe punţi şi un nivel coborât al platformei.

La motoarele Diesel pentru autobuze se urmăreşte obţinerea cuplului motor la turaţii reduse (1200-1500 rot/min) pentru a se asigura o funcţionare economică a motorului şi realizarea unor motoare compacte şi uşoare, mai răspândite fiind cele ce dezvoltă puteri de 180-230 CP având şase cilindrii în linie, orizontali sau înclinaţi la 45 de grade.

Autobuzele articulate, dublu articulate sau cu etaj, satisfac tot mai mult necesităţile transportului în comun din marile oraşe aglomerate. La aceste autobuze motorul este amplasat sub podea, la mijlocul autobuzului, existând construcţii de autobuze în fază experimentală la care motorul este amplasat la remorcă, sub podea, în vederea coborârii nivelului podelei. În vederea sporirii gradului de confort este evidentă preocuparea pentru reducerea nivelului podelei la autobuzele urbane şi ridicarea acesteia le cele interurbane.

Autobuzele moderne au caroseria autoportantă cu feţe drepte. Se constată tendinţa de mărire a înălţimii ferestrelor laterale pentru asigurarea unei perfecte


16

vizibilităţi laterale şi de mărire a suprafeţei vitrate a parbrizelor, prin coborârea limitei inferioare, pentru mărirea unghiului vertical de vizibilitate al conducătorului.

În funcţie de destinaţia autobuzului, spaţiul interior este folosit în mai mare măsură pentru amplasarea scaunelor (la autobuzele interurbane sau turistice) sau pentru un număr redus de scaune, restul suprafeţei fiind destinată transportului de călători în picioare şi pentru circulaţia interioară (la autobuzele urbane).

O atenţie deosebită se acordă măsurilor pentru protecţia conducătorului autobuzului şi a pasagerilor, autobuzele fiind prevăzute cu ieşiri de siguranţa, sisteme de acţionare a uşilor de către călători şi în caz de nevoie, instalaţii de avertizare şi dispozitive de spart geamurile.

Se răspândesc tot mai mult transmisiile semiautomate şi automate. Pe lângă autobuzele urbane echipate în cvasistotalitatea lor cu astfel de transmisii, apar tot mai multe soluţii constructive de autobuze interurbane sau turistice echipate cu transmisii automate.

În cazul folosirii transmisiei mecanice s-a generalizat comanda pneumo- hidraulică a ambreiajului cu arc diafragmă şi folosirea cutiilor de viteze sincronizate.

Perfecţionarea construcţiei punţii motoare spate urmăreşte compactizarea şi reducerea greutăţii sale specifice, micşorarea dimensiunilor grupului conic prin existenta reductoarelor laterale cu mecanism diferenţial, aplicate în butucul roţii.

Se întâlnesc tot mai frecvent mecanisme de direcţie servohidraulice în defavoarea celor pneumatice. Concomitent se diversifică construcţia elementelor ce alcătuiesc servodirectia hidraulică.

Sistemele de frânare se modernizează permanent extinzându-se sistemele pneumatice cu mai multe circuite, care duc la creşterea siguranţei în exploatare. Se aduc permanente îmbunătăţiri şi la elementele de protecţie, de curăţire, de semnalizare şi control a sistemelor de frânare, în funcţie de sarcina utilă transportată .

Se generalizează suspensia cu elemente elastice pneumatice, cu autoreglare a înălţimi platformei autobuzului în raport cu calea de rulare, având amortizoare telescopice.

Echipamentul electric modern este tot mai extins, folosindu-se alternatoare, regulatoare de tensiune tranzistorizate, traductoare electrice pentru măsurarea diferitelor mărimi cu afişare numerică, schematică sau grafică.

1.2.3. Tendinţe de dezvoltare a autocamioanelor

Autocamioanele sunt autovehicule destinate transportului de bunuri, transportând sarcini utile mai mari de 2000 daN. Ca şi în cazul autobuzelor, în construcţia autocamioanelor actuale se urmăreşte creşterea eficienţei economice a transportului de mărfuri, mărirea vitezei de transport, în condiţiile creşterii siguranţei de deplasare în traficul rutier. Astfel, se caută creşterea masei utile transportate raportată la masa proprie a autocamionului prin construirea structurii de rezistenţă din oţeluri înalt aliate, mai uşoare şi mai rezistente. Se folosesc tot mai multe camioane cu semiremorci sau remorci. Creşte volumul mărfurilor ce pot fi transportate prin coborârea accentuată a platformei semiremorcilor. Se foloseşte mai raţional spaţiul destinat transportului mărfurilor prin amplasarea motorului sub cabină, între punţi. Se tinde către generalizarea echipării autocamioanelor cu motoare cu aprindere prin comprimare.


17

Se extind preocupările pentru îmbunătăţirea condiţiilor de lucru ale conducătorului autocamionului prin asigurarea unui microclimat optim, pentru conducerea în siguranţă, pe distanţe mari. Panoul de bord este proiectat ergonomic, toate aparatele electronice fiind amplasate în centrul câmpului vizual, astfel încât ele să poată fi urmărite fără a se abate atenţia conducătorului de la calea de rulare. Comenzile principale (semnalizare, claxon, ştergătoare de parbriz, etc.) sunt amplasate în jurul coloanei volanului, fiind uşor accesibile. Celelalte comenzi sunt amplasate în imediata apropiere şi sunt uşor manevrabile.

O atenţie deosebită se acordă măsurilor pentru protecţia conducătorului. Cabinele autocamioanelor moderne realizează un mediu ambiental cât mai plăcut şi cât mai ergonomic. Deoarece cabina constituie locul de munca al conducătorului autocamionului, ea trebuie să asigure un interior plăcut, un confort optim, iar amplasarea comenzilor sa fie cât mai raţională. De asemenea, cabina trebuie să fie spaţioasă, să asigure o insonorizare perfectă şi cât mai multe facilităţi de depozitare sau repaus pentru conducător. Poziţia acestuia la postul de conducere poate fi reglată, pentru toate formele şi dimensiunile, prin folosirea volanului reglabil, prin reglarea scaunului pe trei direcţii. Scaunul şoferului are suspensia pneumatică. S-au introdus geamurile cu acţionare electrică, oglinzile exterioare încălzite, instalaţiile de aer condiţionat.

Se generalizează ambreiajele mecanice cu arc central tip diafragma trasă ca şi comanda hidraulică a ambreiajului.

În prezent autocamioanele se realizează în numeroase combinaţii, modele şi versiuni, având diferite motoare, transmisii şi suspensii, care satisfac toate cerinţele de transport. Motorizarea gamei de autocamioane EuroCargo, de exemplu, se bazează pe experienţa acumulată la fabricarea a milioane de motoare şi parcurgerea multor milioane de kilometri în diverse condiţii de drum şi mediu. Pentru creşterea performanţelor, reducerea consumului şi a emisiilor poluante motoarele beneficiază de pistoane şi camere de ardere cu geometrie şi structura optimizate, de pompe de injecţie rotative, de injectoare cu 5 duze pentru o mai bună pulverizare a combustibilului, de instalaţii de supraalimentare. Toate motoarele EuroCargo sunt proiectate ca să poată fi diagnosticate computerizat, în scopul identificării oricărei defecţiuni, remedierii acesteia şi reducerii timpului de imobilizare al autocamionului.

Autocamioanele actuale cunosc o largă diversificare funcţională în funcţie de destinaţie. Se practică tot mai mult folosirea unui şasiu şi a unui motor de bază care serveşte pentru crearea unei familii întregi de autocamioane, care pot avea:

a) acelaşi motor şi acelaşi şasiu cu echipamente diferite pentru destinaţii diferite;

b) acelaşi şasiu şi motoare diferite; c) acelaşi motor şi şasiuri diferite. Se diversifică gama camioanelor destinate pentru servicii speciale, având

instalaţii destinate altor operaţii decât cele de transport şi anume: autocisterne, autosanitare, autofrigorifice, autoizoterme, autobasculante, etc.

Se modernizează continuu sistemele de semnalizare, avarie şi control montate la postul de conducere, cu afişare numerică sau grafică.

Gama larga de trepte de viteze, 6,9,12 sau 16 trepte, asigură transmisiei un randament maxim şi o corelare optimă între cuplul motor şi rezistenţele la înaintare. În cazul autocamioanelor destinate cu preponderenţă transportului urban se utilizează cutii de viteze automate Allison, cu 6 trepte de viteze. Se extinde


18

sincronizarea cutiilor de viteze mecanice, dublându-se numărul treptelor de viteză, prin montarea unui reductor mecanic planetar, în două trepte, pe arborele secundar al cutiei de viteze. Un exemplu concludent de cutie de viteze automată cu comanda electronica folosita la autocamioane destinate transportului pe distanţe mari este transmisia EuroTronic, la care conducătorul acţionează asupra unui levier , în mod asemănător cum ar acţiona asupra unui joystick, comenzile propriu-zise fiind selectate şi controlate electronic.

În cazul existenţei a două sau mai multe punţi motoare, se generalizează montarea diferenţialelor interaxiale blocabile, eliminând nedoritul fenomen al circulaţiei de puteri parazite. Punţile motoare prezintă dimensiuni de gabarit mult mai reduse prin folosirea reductoarelor de tip mecanism - diferenţial sau transmisie finală, montate în butucul roţii, respectiv lângă butucul roţii. Diferenţialul din puntea motoare poate fi autoblocant, iar roţile se montează pe rulmenţi, care nu mai necesită reglaje periodice şi care au asigurată ungerea cu ulei. Extinderea posibilităţilor de folosire a autocamioanelor în diverse domenii de activitate a impus apariţia prizelor de putere, care servesc pentru antrenarea şi punerea în funcţiune a unor instalaţii speciale cum sunt cele specifice autobasculantelor, autocisternelor, automacaralelor, autogunoierelor, autobetonierelor, etc.

Sistemul de frânare pneumo-hidraulic se generalizează împreună cu frânele disc ventilate, al căror procent de utilizare creşte, în defavoarea frânelor cu tambur. Sistemul ABS se generalizează la toata gama de autocamioane ca şi frâna de încetinire, care are rolul să protejeze sistemul principal de frânare

Suspensia se asigură în diferite variante, în funcţie de destinaţia autocamionului. Se întâlnesc suspensii cu arcuri parabolice în foi dar şi combinaţii dintre acestea si suspensiile pneumatice sau numai suspensii pneumatice. Se întâlnesc tot mai multe autocamioane cu suspensie pneumatică cu control electronic al funcţionării acesteia. Sistemul electronic oferă posibilitatea transferului de sarcină între punţi, în funcţie de regimul de deplasare, ceea ce asigură un nivel constant al podelei caroseriei, indiferent de starea de încărcare a autocamionului. Pentru a se îmbunătăţi manevrabilitatea camioanelor s-a mărit unghiul de bracare a roţilor directoare faţă, la valori de 50-52 grade, iar sistemele de direcţie cu servomecanisme s-au generalizat, devenind obligatorii. Date fiind dimensiunile de gabarit al autocamioanelor şi vitezele ridicate de transport, s-au generalizat măsurile constructive luate pentru realizarea unor forme aerodinamice cât mai bune, prin montarea de spoilere, carene, deflectoare. 1.3. Organizarea transmisiei autovehiculelor

Diversele soluţii constructive în organizarea de ansamblu a transmisiei autovehiculelor se obţin în funcţie de modul de dispunere a motorului, poziţia punţii motoare, tipul caroseriei, modul de dispunere a încărcăturii, etc. Compunerea şi dispunerea agregatelor ce constituie echipamentul de tracţiune (grupul motor-transmisie) constituie o problemă importantă în procesul de concepţie a autovehiculului. Schema adoptată stabileşte de la început caracterul autovehiculului în mişcare şi în acelaşi timp, limitează posibilităţile de dezvoltare şi de amplasare a celorlalte componente ale autovehiculului. Echipamentul de tracţiune poate fi grupat într-un singur loc sau poate fi divizat în elemente separate în ansamblul autovehiculului.


19

1.3.1. Organizarea generală a autoturismelorr

Motorul -maşina de propulsie- şi transmisia formează grupul (echipamentul) moto-propulsor. Organizarea şi dispunerea grupului moto-propulsor constituie caracteristici de bază în aprecierea calităţilor de utilizare ale automobilelor.

Grupul moto-propulsor poate fi repartizat de-a lungul axei longitudinale a automobilului sau poate fi grupat într-un singur loc. In funcţie de poziţia relativă dintre axa longitudinală a automobilului şi axa de rotaţie a arborelui cotit, motorul poate fi dispus longitudinal sau transversal. Pentru autoturisme, prevăzute cu două punti, organizarea tracţiunii se poate realiza după solutiile 4x2 sau 4x4, prima cifră indicând numărul roţilor iar cea de-a doua pe cel al roţilor motoare. Pentru organizarea tracţiunii de tipul 4x2 puntea motoare poate fi dispusă în faţă sau în spate. In tabelul 1.1. sunt prezentate principalele soluţii de organizare şi dispunere a grupului moto propulsor în cazul autoturismelor.

Pentru automobilele cu o punte motoare, de tipul 4x2, organizarea transmisiei este făcută în următoarele trei soluţii: clasică, totul faţă si totul spate.

a) soluţia “clasică”, (poziţia a1, Tab.1.1.), presupune dispunerea motorului în partea din faţa automobilului şi puntea motoare în spate, situaţie în care componentele transmisiei sunt distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Transmisia automobilelor cu punte spate motoare şi motor amplasat longitudinal în faţă reprezintă de foarte mult timp schema ideală de organizare. Ambreiajul şi cutia de viteze sunt amplasate longitudinal, între motor şi puntea motoare putând forma un ansamblu compact fie cu motorul fie cu puntea motoare.

Ideea grupării într-un ansamblu compact a motorului cu ambreiajul şi cutia de viteze a fost preferată de constructorii de automobile ce aveau în fabricaţie propriile motoare. Ea datează încă din 1903 şi a fost realizată în Germania de Adler. Este cea mai răspândită soluţie actuală.

În aceeaşi perioadă 1901- 1904 în Anglia, Clyde, ce nu fabrica motoare, a preferat regruparea cutiei de viteze cu puntea motoare. Soluţia a fost reluată de Daimler (1912) şi Singer (1913) din Anglia, Pontiac (1961) din SUA, Alfa Romeo (1972) în Italia şi Volvo (1976) în Olanda.

În cazul grupării ambreiajului şi cutiei de viteze cu motorul, cutia de viteze este organizată clasic, după soluţia cu trei arbori; o excepţie o reprezintă autoutilitarele uşoare derivate din autoturisme de clasă medie care păstrează organizarea cutiei de viteze cu doi arbori de la acestea. În cazul grupării ambreiajului şi cutiei de viteze cu puntea motoare, frecvent cutia de viteze dispune de doi arbori (ex: Alfa 90, Volvo 340/ 360).

Gruparea într-un bloc comun amplasat în faţă a motorului, ambreiajului şi cutiei de viteze reprezintă cea mai favorabilă soluţie din punct de vedere a repartiţiei sarcini pe punţi; în plus comanda vitezelor poate fi directă şi precisă.

Avantajele principale ale soluţiei clasice sunt: bună repartiţie a sarcini pe punţi; încărcare favorabilă a punţii spate la demaraj şi urcarea pantelor; răcire îmbunătăţită a motorului; uzură relativ identică a roţilor punţii faţă (directoare) şi a celor din spate (motoare); comenzi simple şi precise ale motorului şi cutiei de viteze.

Conferind automobilului calităţi constructive de supravirare, care reprezintă un caracter de mers instabil pe traiectorie, conducerea automobilului necesită fie îndemânare deosebită fie soluţii constructive suplimentare pentru corectarea


20

caracterului de supravirare. Soluţia este limitată la automobile echipate cu puteri medii sau mari şi prezintă avantajul încărcării dinamice la demarare a punţii spate, cu consecinţe favorabile asupra capacităţii dinamice de trecere.

b) soluţia “totul faţă”, (poziţiile a2 şi b1, Tab.1.1.), se obţine prin gruparea grupului moto-propulsor în vecinatatea roţilor faţă care sunt şi roţi motoare. Realizarea unui ansamblu motopropulsor sub forma unui grup compact amplasat în faţă datează de la începutul anilor '30. Acest mod de organizare a fost conceput de inginerul Lepicard care l-a aplicat în Anglia pe automobilul Derby în 1931. Acest mod de organizare este răspândit în domeniul autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare cu caroserie autoportantă.

Avantajele soluţiei totul faţă sunt: posibilitatea utilizării caroseriilor autoportante; comportament favorabil pe căi de aderenţă scăzută; Dispunerea transversală a motorului (pozitia b1, Tab. 1.1), constitue o etapă importantă în concepţia şi organizarea transmisiei. Ea a fost o consecinţă a reorganizării generale a automobilului modern, pentru a satisface într-un mod optim compromisul între cerinţele: confort - economicitate - preţ de fabricare, întreţinere, etc.

Ca şi în cazul tracţiunii faţă cu motor longitudinal, motorul şi transmisia sunt înglobate unui ansamblu mecanic numit grup motopropulsor transversal.

Această formulă de organizare oferă următoarele avantaje: reduce dimensiunile compartimentului motor, ceea ce favorizează pentru o aceeaşi lungime a ansamblului automobilului o organizare optimă a salonului pentru pasageri şi compartimentul bagajelor; posibilitatea reducerii consolei faţă şi prin aceasta se sporeşte capacitatea de virare a automobilului, mai ales în spaţii înguste, specifice zonelor urbane; îmbunătăţirea aerodinamicii automobilului prin reducerea restricţiilor privind forma frontală a acestuia; utilizarea unei transmisii principale cu angrenaj cilindric ce avantajează randamentul transmisiei şi nu implică reglaje pretenţiose şi costisitoare ca în cazul angrenajelor conice hipoide. Cumularea acestor avantaje justifică amplasarea pe care a luat-o această soluţie în anii '70 şi care a fost generalizată după 1980 la autoturismele de clasă mică, medie şi autoutilitarele uşoare.

Amplasarea unui grup motopropulsor compact, transversal, se realizează în funcţie de poziţia motorului faţă de cutia de viteze în două variante: • motor şi cutie de viteze suprapuse;

•motor şi cutie de viteze în prelungire. Prin amplasarea cutiei de viteze sub motor, cu axele paralele cu axa arborelui cotit, s-a putut realiza un grup motopropulsor cu un gabarit minim în lungime.

Această nouă soluţie de amplasare a motorului pentru tracţiunea faţă era singura compatibilă la acea dată cu structura caroseriei în zona compartimentului motor şi a punţi motoare, care putea fi adaptată unui autoturism foarte compact. Promotor al acestei variante de organizare a grupului motopropulsor este Alec Isigonis care a conceput-o în 1956 pentru autoturismul Mini Austin comercializat în Anglia după 1959. *(Inspirată probabil de "motoblocul" francezului Schandel conceput în 1898 şi fabricat în 1901 la Bordeaux).

Pe baza acestei scheme de organizare au apărut primele autoturisme Peugeot (model 204) cu tracţiune faţă în 1965, sub conducerea ing. Dangauthier. Firma Peugeot a îmbunătăţit ulterior construcţia pentru modelul 304 (1970) şi 104 (1972) apoi 205. Acest grup motopropulsor transversal compact a fost fabricat


21

timp de 20 de ani şi a echipat după 1976 autoturismul Citroen (Visa-Super) şi Renault (R14).

Cutia de viteze a ansamblului este cu doi arbori, similară cu cea de organizare a soluţiilor clasice de acest tip. Elementele specifice acesteia sunt legăturile cu motorul şi puntea motoare. Transmiterea mişcării de la axa arborelui cotit al motorului prin intermediul ambreiajului către arborele primar al cutiei de viteze se realizează printr-un angrenaj de roţi dinţate.

Amplasarea iniţială a angrenajului de transfer motor-cutie între motor şi ambreiaj, care a permis automatizarea transmisiei prin echiparea ansamblului cu un hidroconvertizor (caracterizat de gabarit mare), a fost abandonată în varianta evoluată. La noua soluţie constructorul francez a preferat montajul clasic pentru ambreiaj ceea ce avantaja între altele şi descărcarea palierului spate al motorului. Dispunerea motorului şi a cutiei de viteze într-un carter comun presupune utilizarea unei ungeri comune, dificilă de realizat în mod optim deoarece cerinţele faţă de uleiul din motor şi cutie sunt foarte diferite Varianta de realizare a grupului motopropulsor compact prin etajarea motorului şi cutiei de viteze este aplicată şi în cazul unor transmisii automate. Transferul mişcării de la motor prin hidroconvertizor la arborele de intrare în cutia de viteze planetară se face printr-un lanţ silenţios, multilamelar. Prima soluţie de grup motopropulsor organizat cu motorul şi cutia de viteze în prelungire a fost realizat în 1964, sub conducerea ing. Giacosa pentru echiparea autoturismului Primula. Aplicarea în producţie de serie mare a început în 1971 când a fost adoptată de Fiat pentru modelul 127 şi ulterior 128. Avantajele acestui mod de montare faţă de precedenta soluţie sunt legate de: flexibilitatea la montarea unor motoare de capacităţi cilindrice diferite; utilizarea aceloraşi motoare la amplasarea transversală şi longitudinală.

Ansamblul motor-ambreiaj-cutie de viteze-transmisie principală-diferenţial realizat în această manieră este caracterizat de:

• montarea transversală pe automobil se face cu motorul în partea dreaptă, în faţa punţii faţă, majoritatea cazurilor având transmisie principala simplă; • organizarea cutiei de viteze presupune utilizarea a doi sau trei arbori paraleli. Dacă, structura cutiei de viteze cu doi arbori, cea mai răspândită astăzi, se păstrează de la montarea longitudinală, cea cu trei arbori este nouă: un arbore primar şi doi arbori secundari montaţi de o parte şi de cealaltă a acestuia. • poziţia diferenţialului, deplasată faţă de axa longitudinală către stânga (faţă de postul de conducere) ceea ce determină lungimi diferite pentru transmisiile transversale. Soluţia cu răspândirea cea mai mare la autoturisme, peste 80% din tipurile

actuale de autoturisme, conferă automobilului un caracter constructiv de subvirare, care reprezintă un caracter autostabilizant pe traiectorie, astfel încât conducerea nu presupune o calificare şi îndemânare deosebită din partea conducătorului.

c) soluţia “totul spate”, (poziţiile a3 şi b2, Tab.1.1.), se obţine prin gruparea grupului moto-propulsor în vecinatatea roţilor spate care sunt şi roţi motoare. Soluţie, avantajoasă valorificării fluxurilor mari de putere prin încărcarea suplimentară statică şi dinamică a punţii din spate în regimul demarăiri, se întâlneşte la autoturisme cu caracteristici sportive. Modul de dispunere a motorului,


22

4 x

4

a 4 b 3

„Tot

ul s

pate

”

a 3 b 2

„Tot

ul faţă

”

a 2 b 1

Org

aniz

area

tracţiu

nii

4 x

2

„Cla

sică

”

a 1

Tabe

lul 1

.1.Or

ganiz

area

şi d

ispun

erea

gru

pului

mot

opro

pulso

r.

Dis

pune

rea

mot

rulu

i

Long

itudi

nal

Tran

sver

sal


23

longitudinal sau transversal, este dependent în principal de modul de organizare judicioasă a volumului interior. d) La automobilele 4x4, sau “cu tracţiune integrală” ( poziţiile a4 şi b3, Tab. 1.1.), dispunerea motorului se face în partea din faţă, iar antrenarea ambelor punţi se face prin componentele transmisiei distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Soluţia, iniţial dezvoltată pentru automobilele cu capacitate mărită de trecere prezintă avantajul repartizării fluxului de putere la toate roţile automobilului, ameliorându-se calităţile de tracţiune, mai ales în teren greu, unde se reduce riscul patinării roţilor. In plus la “frânarea cu motorul”, forţele de frânare se repartizează pe toate cele patru roţi ceea ce oferă avantaje în special la frânarea pe căi alunecoase. 1.3.2. Organizarea transmisiei autobuzelor

Autobuzele moderne nu mai au motorul separat, la partea din faţă (autobuze cu capotă), ci montat în caroserie, fiind denumite autobuze tip vagon. După locul de dispunere al motorului, autobuzele pot fi construite astfel:

- cu motorul dispus în faţă; - cu motorul dispus sub podea, la mijlocul autobuzului; - cu motorul dispus în spate, longitudinal sau transversal.

Soluţia autobuzului tip vagon cu motorul dispus la partea din faţă are în general direcţia avansată şi scaunul conducătorului alături de motor. Datorită unui centru de greutate ridicat şi a scăpărilor de gaze de la motor se folosesc tot mai rar. Autobuzele cu motorul dispus la mijloc sub podea au centrul de greutate coborât şi o mai bună repartiţie a sarcinilor pe cele două punţi. Motoarele amplasate sub podea sunt, în general, de construcţie specială având cilindri orizontali. În acest caz accesibilitatea la motor este dificilă şi se reduce capacitatea de trecere. În cazul soluţiei cu motorul dispus în spate, autobuzele pot avea motorul dispus longitudinal sau transversal. Prin lipsa arborelui cardanic, caroseria poate fi mult coborâtă, fapt ce conduce la coborârea centrului de greutate şi la îmbunătăţirea stabilităţii. Se ameliorează confortul pasagerilor prin eliminarea scăpărilor de gaze de la motor şi a zgomotului motorului. Prin montarea motorului în spate se uşurează accesul pentru întreţinere şi reparare, spaţiul rămas disponibil între punţi putându-se folosi integral pentru transportul bagajelor.

Dintre dezavantajele importante ale autobuzelor cu motorul amplasat în spate se pot enumera faptul că tijele pentru comenzi sunt foarte lungi şi faptul că răcirea motorului este dificilă. 1.3.3. Organizarea transmisiei autocamioanelor

Soluţiile de organizare a autocamioanelor diferă între ele în funcţie de modul

de dispunere a motorului în raport cu puntea din faţă şi a cabinei faţă motor. Puntea motoare este montată, ca şi la autobuze, totdeauna în spate, motorul

fiind dispus: - în faţa cabinei; - sub cabină; - între cabină şi caroserie;


24

- între punţi sub cadru. Autocamioanele actuale au motorul dispus deasupra punţii din faţă, iar cabina

deasupra motorului. Această soluţie (cabina avansată) conduce la o mărire a lungimi platformei de încărcare, la repartiţii corespunzătoare a sarcinii pe punţi, la vizibilitate mai bună pentru conducător şi la o reducere a lungimii de gabarit.

Prin deplasarea motorului spre spate, între cabină şi caroserie, sau între punţi sub cadru, se menţine o vizibilitate bună, creşte capacitatea cabinei, dar se reduce accesibilitatea la motor şi se micşorează capacitatea de trecere a autocamionului, mai ales în cazul dispunerii motorului sub cadru.

În privinţa accesului la motor, la autocamioanele cu cabină avansată, se folosesc trei soluţii şi anume:

- capotă interioară; - capote laterale; - cabină rabatabilă.

Soluţia cu capotă interioară se foloseşte la motoarele în linie. Accesul la motor transformă cabina în „atelier de reparaţii”, murdărind interiorul cabinei. Soluţia cu capotă laterală se întâlneşte în cazul cabinelor lungi. În comparaţie cu prima soluţie prezintă avantajul îmbunătăţirii accesului la motor. Soluţia cu cabină rabatabilă permite accesul foarte uşor la motor. Rabatarea cabinei se poate face separat, scaunul conducătorului, volanul şi pedalierul rămânând pe loc sau împreună cu aceste organe. Această soluţie necesită o etanşare foarte bună a cabinei faţă de motor, precum şi amplasarea a 3-4 locuri în cabină.

Din cele expuse, rezultă că alegerea locului de amplasare a motorului rezolvă problema lungimii totale a autocamionului, accesibilităţii la motor şi a repartiţiei sarcinilor între punţi.

Cu siguranţă că despre fiecare categorie de automobile, fie ele autoturisme, autobuze, sau autocamioane, pot fi adăugate încă multe alte informaţii şi caracteristici, dar, în cele prezentate, s-a urmărit să fie evidenţiate şi cunoscute principalele tendinţe existente în domeniu, pentru ca studentul care intră în contact cu aceste noţiuni să-şi poată forma o primă imagine asupra organizării de ansamblu a autovehiculului. 1.4. Amenajarea interioară a autovehiculelor

Amenajarea interioară a autovehiculului trebuie să asigure pasagerilor acele condiţii care să le creeze efectiv convingerea că automobilul este „a doua casă”, că aici, în automobil, au tot ce le trebuie ca să se deplaseze cu maximum de confort şi de siguranţă. Această cerinţă extrem de importantă este dificil de realizat în condiţiile de spaţiu existente, în restricţiile geometrice şi funcţionale care trebuie respectate.

Uşurinţa de conducere şi confortul asigurat conducătorului autovehiculului joacă un rol deosebit în asigurarea randamentului muncii sale şi al creşterii gradului de concentrare la condiţiile de trafic, fapt ce conduce la creşterea siguranţei în deplasare. În cazul autoturismelor şi autobuzelor turistice, confortul oferit pasagerilor reprezintă o caracteristică funcţională importantă, având în vedere timpul petrecut în aceste autovehicule, în cazul curselor lungi sau în condiţii ambientale excesive. Problema se pune asemănător şi în cazul autocamioanelor destinate transportului de mărfuri pe distanţe mari, fapt ce a impus amenajarea interioarelor cabinelor


25

după aceleaşi considerente. Practic, în prezent fiecare automobil asigură un confort sporit de conducere, în condiţiile în care vitezele medii de deplasare cresc permanent.

Folosirea tot mai accentuată în construcţia autovehiculelor a sistemelor electronice de comandă şi control, a servomecanismelor sau a sistemelor automate a condus, pe de o parte, la micşorarea efortului fizic depus de conducător pentru realizarea mişcărilor necesare a fi executate, iar pe de altă parte, la creşterea siguranţei în deplasare, prin îmbunătăţirea reacţiilor conducătorului şi luarea acelor decizii de optimizare a tuturor regimurilor de deplasare a autovehiculului.

Atât uşurinţa în conducere, cât şi confortul, nu reprezintă parametrii definibili cantitativ printr-un singur indicator numeric, fiind caracteristici calitative de sinteză. Acestea constituie unele din criteriile cele mai importante de selecţie şi în final de vânzare a autovehiculelor.

În mod uzual, uşurinţa de conducere se consideră a fi asigurată de geometria dispunerii scaunului conducătorului în raport cu comenzile şi alte elemente ale automobilului, de mărimea eforturilor la comenzi, de vizibilitatea drumului. Confortul este asigurat de calităţile scaunului, ca element izolator la vibraţii şi susţinător al corpului cu presiune optimă, de nivelul zgomotului interior, de eficacitatea instalaţiei de încălzire şi de ventilaţie a caroseriei, de etanşarea caroseriei la gazele de evacuare, praf şi apă.

Dimensiunile şi forma caroseriilor autoturismelor se aleg în funcţie de modul în care sunt amplasate motorul, organele transmisiei şi portbagajul.

Corespunzător tipului de autovehicul din tema de proiectare, în strânsă legătură cu valorile criteriilor de analiză comparativă pentru autovehicule similare ale segmentului de interes autovehiculului care urmează a fi proiectat, în anexa A1 sunt prezentate recomandări din norme STAS şi SR ISO pentru principalele dimensiuni care definesc construcţia autovehiculului.

2

PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOVEHICULELOR

Parametrii constructivi fac parte din calităţile tehnice generale ale autovehiculului care determină gradul de adaptare al acestora la cerinţele de utilizare în condiţii optime de siguranţă, confort şi eficienţă economică.

Construcţia autovehiculului se defineşte prin: - soluţia de organizare generală, organizarea transmisiei, a

sistemelor şi amenajarea interioară; - dimensiunile geometrice de gabarit şi ale capacităţii de trecere; - masa şi capacitatea de încărcare; - roţile autovehiculului.

Cu elementele constructive ce rezultă din acest capitol şi din capitolul anterior, se vor întocmi -recomandat la scara 1:10 – desenele „Vedere generală” şi „Amenajare interioară”. 2.1. Soluţia de organizare generală, organizarea transmisiei, a

sistemelor şi amenajarea interioară

Funcţie de tipul şi destinaţia autovehiculului definite prin tema de proiectare, ţinând seama de autovehiculele similare considerate în studiul soluţiilor similare şi având în vedere tendinţele de dezvoltare, se adoptă soluţia de organizare generală a autovehiculului, soluţia de organizare a transmisiei, a sistemelor şi amenajarea interioară.

Elementele adoptate trebuie să reflecte avantajele soluţiilor, prin evidenţierea calităţilor conferite autovehiculului.

2.2. Dimensiuni principale şi ale capacităţii de trecere

Pentru un autovehicul aflat în faza proiectării, alegerea parametrilor geometrici trebuie să aibă în vedere construcţiile existente şi recomandările standardizate pentru dimensiunile interioare.

Dimensiunile geometrice care definesc construcţia unui autovehicul corespund recomandăriulor prezentate în paragraful 1.4.

Orientarea supra dimensiunilor exterioare, funcţie de tipul şi destinaţia autovehiculului, poate fi făcută fie prin utilizarea valorilor medii ale criteriilor de analiză comparativă pentru dimensiunilor geometrice ale autovehiculelor din segmentul de autovehicule similare, fie prin alegerea din gama de autovehicule similare considerate în analiza comparativă a unui model considerat drept

Parametrii constructivi ai autovehiculelor

27

reprezentativ. Alegerea valorilor pentru dimensiunile principale trebuie să fie în concordanţă cu dimensiunile volumelor utile:

- compartimentul pentru persoane; - compartimentul pentru bagaje (se recomandă un volum util

cuprins între 50-80 dm3 pentru bagajul unei persoane); - compartimentul echipamentului motopropulsor (apreciat prin

dimensiunile tipurilor similare, funcţie de modul de organizare a transmisiei);

- compartimentul pentru transportul bunurilor materiale Se recomandă adaptarea dimensiunilor după cele autovehiculelor

existente, cu reconsiderarea recomandărilor cuprinse în anexlere referite în paragraful 1.4. 2.3. Masa autovehiculului

Masa autovehiculului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia şi reprezintă suma dintre masa utilă (mu) şi masa proprie (m0). 2.3.1. Masa utilă Reprezintă o caracteristică constructivă esenţială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilităţile de utilizare a acestuia. Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului, prevăzută prin tema de proiectare sau adoptată funcţie de tipul autovehiculului, în concordanţă cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare. Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin numărul de locuri la autovehiculele pentru transportul persoanelor şi prin sarcina utilă transportată la autovehiculele pentru transportul de bunuri. În conformitate cu STAS 6926/1-90, la determinarea masei utile se vor considera următoarele:

- masa personalului de serviciu permanent la bord: 75 kg; - masa unui pasager: 68 kg; - masa bagajului pentru un pasager: 7 kg la autoturisme şi

autobuze urbane, 20 kg la autobuze urbane, 25 kg la autobuze turistice.

Pe baza acestor recomandări, masa utilă se determină pentru faza de proiectare funcţie de capacitatea de încărcare şi normele STAS, cu următoarele relaţii: -pentru autovehiculele destinate transportului de bunuri: incu mN75m +⋅= [kg], (2.1) unde: N – numărul de locuri în cabină; minc – masa încărcăturii transportate; -pentru autoturisme: bsu mN)768(m +⋅+= [kg], (2.2) unde: N – numărul de locuri din autoturism; mbs – masa bagajului suplimentar (dacă nu se precizează prin temă, se adoptă în limitele 50-200 kg);

DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare 28

- pentru autobuze urbane: )2N1N()768(75um +⋅++= [kg], (2.3) unde: N1 – numărul de locuri în picioare; N2 – numărul de locuri pe scaune; Numărul total de locuri (N) trebuie să fie (conform regulamentului R. 36 ECE – ONU):

Q/)VX75100PVPT(S/SNN sp12 ⋅−−−≤+≤ (2.4) unde: N2 - număr de locuri pe scaune;

S1 - suprafaţa disponibilă pentru călătorii în picioare [m2] (numai pentru autovehiculele din clasele I şi II), care se calculează, scăzând din suprafaţa totală disponibilă pentru pasageri, suprafaţa tuturor părţilor care nu sunt accesibile unui călător în picioare, când toate scaunele sunt ocupate şi spaţiul de 30 cm din faţa fiecărui scaun;

Ssp - suprafaţa necesară pentru un călător în picioare [m2/călător] (tabelul 2.1);

PT - masa totală maximă constructivă [kg]; PV - masa proprie în stare de mers [kg] (fără ocupanţi sau încărcătură,

dar cu combustibil, lichid de răcire, ulei, scule şi roată de rezervă), la care se adaugă o masă de 75 kg, corespunzătoare conducătorului auto şi o masă de 75 kg pentru echipaj (în cazul în care autovehiculul este prevăzut cu un scaun pentru echipaj);

VX - suprafaţa totală disponibilă pentru transportul bagajelor pe acoperiş [m2];

Q - masa unui călător [kg], (tabelul 2.1).

Tabelul 2.1. Valori pentru masa unui călător (Q) şi suprafaţa necesară unui călător în picioare (Ssp) pentru fiecare clasă de autovehicule

Clasa Q [kg] Ssp

[m2/călător] Clasa I 68 0,125 Clasa II 71

(cuprinde un bagaj de mână de 3 kg)

0,15

Clasa III 71 (cuprinde un bagaj de mână de

3 kg)

Autovehiculele din această clasă nu sunt amenajate pentru transport de călători în picioare

- pentru autobuze interurbane: N)2068(75mu ⋅++= [kg], (2.5) unde: N – numărul de locuri; -pentru autobuze turistice: N)2568(275mu ⋅++⋅= [kg]. (2.6)


29

2.3.2. Masa proprie Este o mărime ce caracterizează construcţia autovehiculului şi este determinată de suma maselor tuturor sistemelor şi subsistemelor componente, când autovehiculul se află în stare de utilizare. 2.3.2.1. Autoturisme În cazul autoturismelor, metoda recomandată pentru alegerea masei proprii constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându-se în vedere tendinţele de dezvoltare, care vizează utilizarea unor soluţii constructive şi materiale cu mase proprii reduse (mase plastice, materiale compozite, oţeluri de înaltă rezistenţă, suprafeţe mari vitrate cu geamuri superuşoare - duplex, triplex, etc.). 2.3.2.2. Autovehicule destinate transportului de bunuri O primă metodă recomandată constă în adoptarea masei proprii funcţie de masele proprii ale tipurilor similare din studiul cuprins în capitolul 1. Un criteriu de apreciere al calităţii construcţiei autovehiculului îl reprezintă coeficientul de utilizare a greutăţii ( Gη ), definit ca raport dintre masa proprie (m0) şi masa utilă (mu).

u

0G m

m=η (2.7)

El are însemnătate mai ales pentru autocamioane şi autotrenuri. În general, coeficientul de utilizare a greutăţii scade odată cu mărirea capacităţii de transport, exprimată prin sarcina utilă (fig.2.1).

0,54 8 12

0,75

1,0

1,25

160

u

m [*10³ kg]u

Fig.2.1. Curba variaţiei coeficientului de utilizare a greutăţii funcţie de masa utilă

Progresul tehnic în construcţia de autocamioane şi autoturisme este pus în evidenţă şi de valorile mici ale acestui coeficient, care se realizează prin reducerea


masei proprii în condiţiile unor mase utile cât mai mari, fără urmări negative asupra duratei de funcţionare a autovehiculului. Autovehiculele actuale cu masa proprie cuprinsă între 3000-5000 kg au coeficientul de utilizare a greutăţii Gη = 1,00, iar cele cu masa proprie între 5000-

10000 kg au coeficientul de utilizare a greutăţii Gη = 0,70-0,85. La autovehiculele

cu remorci sau semiremorci Gη = 0,60-0,75. Pe baza celor de mai sus, se adoptă, funcţie de masa utilă, coeficientul de utilizare a greutăţii Gη , obţinându-se pentru masa proprie valoarea:

uG0 mm ⋅η= [kg]. (2.8) 2.3.2.3. Autobuze Ca şi în cazurile precedente, o primă posibilitate de apreceiere a masei proprii a autobuzelor o reprezintă alegerea ei în concordanţă cu masele proprii ale autobuzelor avute în vedere la studiul soluţiilor similare (cap.1). O altă posibilitate de determinare a masei proprii constă în adoptarea de valori medii funcţie de recomandările din literatura de specialitate. Funcţie de lungimea autobuzului, deteminată în capitolul 1.4.2 şi de destinaţie, în tabelul 2.2 sunt date valorile medii ale masei proprii raportate la lungime.

Tabelul 2.2. Mase proprii raportate la lungimea autobuzului

Lungimea de gabarit [m]

Tipul Masa proprie a unui metru de lungime

[kg] Clasa I 520

Clasa II 530 7

Clasa III 535 Clasa I 560

Clasa II 580 7 - 9


Clasa II 642 9 - 10,5


Clasa II 675 10,5 - 14

Clasa III 720 14 - 17 Clasa I 650

Faţă de masele determinate mai sus, se determină greutatea automobilului (Ga), greutatea utilă (Gu) şi greutatea proprie (G0) cu relaţiile: aa m10G ⋅= [N]; (2.9) uu m10G ⋅= [N]; (2.10) 00 m10G ⋅= [N]. (2.11) unde s-a considerat acceleraţia gravitaţională egală cu 10 m/s2.


31

2.4. Centrul de masă şi coordonatele centrului de greutate Masa autovehiculului se consideră aplicată în centrul de masă (centrul de greutate), situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziţia centrului de masă se apreciază (fig.2.2) prin coordonatele longitudinale a şi b şi înălţimea hg (STAS 6926/2-78).

La b

1G2G

G a

c g

hg

Fig.2.2. Coordonatele centrului de masă

În faza de proiectare a autovehiculului, alegerea poziţiei centrului de masă se poate face prin mai multe metode şi anume:

utilizarea de valori în concordanţă cu valorile coordonatelor centrului de masă al autovehiculelor considerate în studiul soluţiilor similare;

utilizarea de valori medii după datele oferite de literatura de specialitate. Astfel de valori sunt indicate în tabelul 2.3.

Tabelul 2.3. Valori medii pentru parametrii centrului de masă al autovehiculului

Tipul autovehiculului Parametrul Starea

Autoturism Autobuz Autocamion Autotractor Gol 0,45–0,54 0,5–0, 65 0,46–0,55

La

Încărcat 0,49–0,55 0,5–0,68 0,6–0,75 0,61 – 0,67

Gol 0,16–0,26 - 0,21–0,268

Lhg Încărcat 0,165–0,26 0,23-0,285 0,3–0,38

0,31 – 0,4

Faţă de valorile recomandate în tabelul 2.3, trebuie avute în vedere şi

următoarele aspecte: - autoturismele de tipul „totul faţă” au centrul de greutate deplasat

spre puntea din faţă. Pentru ele se recomandă 5,0/ <La ;


- autobuzele şI autocamioanele cu roţi simple la puntea din spate se realizează cu o distribuţie cât mai uniformă a masei totale de-a lungul şasiului. În acest caz, se recomandă 5,0L/a ≅ . În celelalte cazuri (majoritare) în stare încărcată L/a se adoptă spre limita superioară, recomandată în tabelul 2.3;

determinarea analitică a coordonatelor centrului de masă Pentru aplicarea acestei metode, funcţie de organizarea generală a

autovehiculului şi amenajarea interioară, se apreciază faţă de axa punţii din faţă a autovehiculului coordonatele centrului de greutate ale subansamblurilor autovehiculului. Dacă mi este masa unui subansamblu situat la distanţa ai de axa punţii faţă şi înălţimea hi faţă de sol, pentru toate componentele n1i ÷= ale autovehiculului, se obţin pentru centrul de greutate coordonatele:

a

ii

i

ii

m

am

m

ama ∑

∑∑ ⋅

=⋅

= ; (2.12)

aLb −= ; (2.13)

a

ii

i

iig m

hm

m

hmh ∑

∑∑ ⋅

=⋅

= . (2.14)

Pentru toate subansamblurile cu centrul de masă situat în faţa punţii faţă,

coordonata 0ai < . Pentru aprecierea maselor subansamblurilor constructive ale autovehiculului se pot utiliza valori corespunzătoare construcţiilor existente sau valori medii recomandate în literatura de specialitate (tabelul 2.4).

Tabelul 2.4. Masele principalelor subansambluri raportate la masa proprie a autovehiculului

Denumirea agregatului mi/m0

[%] Motor echipat cu ambreiaj şi cutie de viteze 12,6 – 16,0 Ambreiaj 0,3 – 0,7 Cutie de viteze 2,5 – 5, 0 Transmisie cardanică 1,0 – 1,4 Punte spate 11,0 – 16,0 Punte faţă 1,5 – 3,5 Suspensie faţă 1,5 – 3,5 Suspensie spate 5,5 – 8,0 Roţi 17,0 – 20,0 Ramă 10,0 – 15, 0 Platformă 11,0 – 16,0 Cabină 5,0 – 14,0

Pentru a putea utiliza datele din tabelul 2.4, coordonatele centrului de masă pot fi scrise astfel:

∑∑

⋅⋅η+

η=⋅

⋅= i

0

i

G

G0

a

i0

i

amm

1m

m

amm

a ; (2.15)


33

aLb −= ; (2.16)

∑∑

⋅⋅η+

η=⋅

⋅= i

0

i

G

G0

a

i0

i

g hmm

1m

m

hmm

h . (2.17)

Masa autovehiculului se transmite căii prin intermediul punţilor. Pentru autovehiculele cu două punţi, masele ce revin punţilor sunt (fig.2.2):

a1 mLbm ⋅= ; (2.18)

a2 mLam ⋅= , (2.19)

respectiv greutăţilor:

a1 GLbG ⋅= ; (2.20)

a2 GLaG ⋅= . (2.21)

Masa admisă pe punte este limitată de distanţa dintre punţi şi de calitatea

drumului. În cazul drumurilor cu îmbrăcăminte tare, masa admisă pe punte nu poate depăşi 10000 kg pentru punţi situate la distanţe mai mici de 3 m şi 9000 kg pentru punţi care au între ele mai mult de 3 m.

Funcţie de masa repatizată punţilor se poate determina masa ce revine unui pneu.

Astfel: - pentru pneurile punţii din faţă:

2

mm 1

p1= , (2.22)

- pentru pneurile punţii spate:

nm

m 2p2

= . (2.23)

unde n – numărul de pneuri ale punţii spate. Valorile

1pm şi 2pm astfel determinate condiţionează împreună cu viteza

maximă a autovehiculului tipul pneurilor folosite şi caracteristicile de utilizare. 2.5. Alegerea pneurilor

Pneul reprezintă partea elastică a roţii şi este formată din anvelopă şi cameră

de aer. Alegerea tipului de pneu ce urmează să echipeze autovehiculul proiectat are în

vedere tipul, destinaţia şi condiţiile de exploatare ale autovehiculului. Funcţie de acestea, se determină din cataloage de firmă sau standarde simbolul anvelopei, faţă de care se pot determina sau stabili direct din tabele mărimile necesare


calculului dinamic (anexa 2). Categoriile de viteze rezultă din figura 2.1, lista simbolurilor indicilor capacităţii de sarcină este prezentată în tabelul A.2.2, iar raportul dintre indicele de presiune şi unităţile de presiune în tabelul A.2.3..

Datele despre anvelope sunt normalizate prin: - regulamentul R.30 ECE – ONU (pentru autovehicule şi remorci) –

specificarea mărimilor şi dimensiunilor principale ale anvelopelor europene (tabelele A.2.4 –A.2.9);

- regulamentul R.54 ECE – ONU (pentru autovehicule utilitare şi remorcile lor) - indicativele şi cotele de gabarit ale pneurilor europene (tabelele A.2.10- A.2.30), variaţia sarcinii în funcţie de viteză (tabelul A.2.31);

- STAS-urile pentru anvelopele de fabricaţie românească: • STAS 626-80 – Anvelope în construcţie diagonală balon,

superbalon şi secţiune joasă; • STAS 8485-80 – Anvelope în construcţie diagonală pentru

autocamioane, autobuze, troleibuze şi remorci auto; • STAS 9090-80 – Anvelope în construcţie radială pentru

autoturisme; • STAS 9393-86 – Anvelope în construcţie diagonală pentru

autoturisme de teren şi autoutilitare de transport. Pentru anvelopele cu acelaşi simbol, dar cu construcţii diferite după destinaţie,

alături de simbol se înscrie şi destinaţia. Alegerea pneului se face după următoarea metodologie:

- se detremină greutatea ce revine roţilor din spate şi din faţă; - se aleg pneurile ce satisfac condiţia de viteză maximă; - funcţie de dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare, se

orientează asupra dimensiunilor roţii; - se alege tipul pneului; - se alege presiunea de utilizare pentru satisfacerea condiţiilor de

greuate pe roată; La alegerea pneului, se au în vedere următoarele aspecte:

- pentru asigurarea unei bune confortabilităţi, puntea faţă trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obţinerea elasticităţii sporite a punţii faţă contribuie şi utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu, mai mică în faţă decât în spate;

- prin reducerea presiunii aerului din pneu la roţile faţă, se reduce şi rigiditatea laterală a pneului, astfel că prin sporirea deviaţiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de subvirare caracterizat de tendinţa de autostabilizare pe traiectorie rectilinie.

Funţie de anvelopa aleasă, standardele dau indicaţii asupra dimensiunilor principale.

Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoaşterea razei de rulare, care se apreciază analitic funcţie de raza nominală a roţii şi un coeficient de deformare:

0r rr ⋅λ= , (2.24) unde: r0 – raza roţii libere determinată după diametrul exterior precizat în STAS;


35

λ - coeficient de deformare, care depinde de presiunea interioară a aerului din pneu şi are valorile:

935,093,0 −=λ - pentru pneurile utilizate la presiuni mai mici de 600 kPa (6 bari);

95,0945,0 −=λ - pentru pneurile utilizate la presiuni mai mari de 600 kPa (6 bari).

Dacă standardul precizează mărimea circumferinţei de rulare, atunci raza de rulare se calculează cu relaţia:

π

=2Lr r

r , (2.25)

unde Lr este circumferinţa de rulare citită în standard. Pentru calcule aproximative se poate considera raza liberă egală cu raza nominală: n0 rr = . (2.26) Raza nominală are expresia:

2Drn = , (2.27)

unde: D – diametrul exterior (nominal) al anvelopei (fig.2.3). d – diametrul interior al anvelopei;

H – înălţimea profilului; B – lăţimea profilului (balonajul). H2dD ⋅+= . (2.28)

D dH

H

r 0

Fig.2.3. Dimensiunile principale ale anvelopelor


Exemple de scheme de inscripţionare a anvelopelor: 1) 185/70 R 14 89/T TUBELESS M+S (R.30 ECE – ONU)

Este definită astfel o anvelopă care:

- are lăţimea profilului (balonajul) de 185 mm;

- are un raport nominal de aspect ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

BH100 de 70;

- are structură radială (R); - are diametrul interior sau diametrul exterior al jantei pneului de 14

inch sau ţoli, adică 356 mm (1 inch = 25,4 mm); - are o capacitate de sarcină de 580 kg, care corespunde indicelui

capacităţii de sarcină 89 (tabelul A. 2.2); - aparţine categoriei de viteză T - viteză maximă 190 km/h (tabelul

A.2.1); - poate fi montată fără cameră de aer (Tubeless); - aparţine tipului de zăpadă (M+S).

Înălţimea profilului anvelopei, H, se determină din expresia raportului nominal de aspect:

H54,0185H100

BH10070 ⋅=== ;

13062,12954,0

70H ≅== mm.

Conform relaţiei (2.28): 6166,61513024,2514D ≅=⋅+⋅= mm.

Rezultă, conform (2.27):

3082

6162Drr 0n ==== mm.

2) 250/70 R 20 149/145 J 146 L TUBELESS M+S 257 90 PSI

143

(R.54 ECE – ONU) Aceste inscripţii definesc o anvelopă care:

- are lăţimea profilului (balonajul) de 250 mm;

- are un raport nominal de aspect ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

BH100 de 70;

- are structură radială (R); - are diametrul interior sau diametrul exterior al jantei pneului de 20

inch sau ţoli, deci de 508 mm (1 inch = 25,4 mm); - are o sarcină de 3250 kg – simplu - şi 2900 kg - jumelat,

corespunzând indicilor capacităţii de sarcină 149 şi 145 (tabelul A.2.2);


37

- aparţine categoriei de viteză J - viteză maximă 100 km/h (tabelul A.2.1);

- poate să fie utilizată de asemenea în categoria de viteză L (viteză maximă 120 km/h), cu sarcină de 3000 kg – simplu – şi 2725 kg – jumelat, corespunzând respectiv indicilor capacităţii de sarcină de 146 şi 143 (tabelul A.2.2);

- poate fi montată fără cameră de aer (Tubeless); - aparţine tipului de zăpadă (M+S); - este fabricată în a douăzeci şi cincea săptămână a anului 1977; - trebuie să fie umflată la presiunea de 620 kPa pentru încercările

de anduranţă sarcină/viteză, al cărei indice PSI este 90 (tabelul A.2.3).

Razele roţii echipate cu o astfel de anvelopă se calculează ca şi în cazul exemplului 1. Astfel:

H4,0250H100

BH10070 ⋅=== ⇒ 175

4,070H == mm;

85817524,2520D =⋅+⋅= mm;

4292

8582Drr 0n ==== mm.

3

DEFINIREA CONDIŢIILOR DE AUTOPROPULSARE Deplasarea autovehiculului în condiţiile cerute de performanţe în ceea ce piveşte dinamicitatea, consumul de combustibil, siguranţa şi confortul călătoriei, cerinţe ce impun anumite reguli şi elemente constructive, presupune cunoaşterea influenţelor exterioare ce se opun înaintării autovehiculului. Definirea condiţiilor de autopropulsare, care precede calcul de tracţiune, împreună cu care condiţionează performanţele autovehiculului, cuprinde precizarea, funcţie de tipul, caracteristicile şi destinaţia autovehiculului, a cauzelor fizice pentru forţele de rezistenţă ce acţionează asupra autovehiculului, a factorilor specifici de influenţă şi stabileşte relaţiile analitice de evaluare cantitativă a acestor forţe. În procesul autopropulsării autovehiculului, asupra acestuia acţionează, după direcţia vitezei de deplasare, două tipuri de forţe:

− forţe active – forţele care au acelaşi sens cu cel al vitezei de deplsare; − forţele de rezistenţă – forţele care sunt de sens opus sensului vitezei de

deplasare. Forţele de rezistenţă, cunoscute sub denumirea de rezistenţe la înaintare sunt următoarele:

− rezistenţa la rulare – este o forţă ce se opune înaintării autovehiculului şi este determinată de fenomenele ce se produc la rularea roţilor pe calea de rulare;

− rezistenţa aerului – este o forţă ce se opune înaintării autovehiculului şi este datorată interacţiunii dintre autovehiculul în mişcare şi aerul considerat în repaus;

− rezistenţa pantei – este o forţă dotorată înclinării longitudinale a drumului şi reprezintă o forţă de rezistenţă la urcarea pantelor, şi o forţă activă la coborârea pantelor;

− rezistenţa la demaraj – este o forţă datorată inerţiei autovehiculului în mişcare şi reprezintă o forţă de rezistenţă în timpul mişcării accelerate şi do forţă activă în regimul mişcării decelerate.

Mişcarea autovehiculului, consecinţă a acţiunii asupra lui a forţelor active şi de rezistenţă poate fi:

− mişcare uniformă (cu viteză constantă); − mişcare accelerată (viteza creşte) – regim numit “regimul demarării”; − mişcare decelerată (viteza scade); aceste regim poate fi realizat prin rulare

liberă, când regimul decelerat este datorat încetării acţiunii forţei de tracţiune şi prin frânare, când regimul decelerat este datorat acţiunii forţei de frânare dezvoltată la roţile automobilului.

Definirea condiţiilor de autopropulsare

39

Autopropulsare autovehiculului se datorează energiei mecanice primite de roţile motoare de la motorul autovehiculului şi este posibilă când această energie este în concordanţă cu necesarul de momente şi puteri pentru învingerea rezistenţelor la înaintare. De aici rezultă ca deosebit de importantă în definirea condiţiilor de autopropulsare cunoaşterea, pentru fiecare din rezistenţele la înaintare, a cauzelor fizice care le generează, a principalelor mărimi şi factori de influenţă şi a posibilităţilor de evaluare analitică, 3.1. Rezistenţa la rulare 3.1.1. Generarea rezistenţei la rulare Rezistenţa la rulare, Rr, este o forţa cu acţiune permanentă datorată exclusiv rostogolirii roţilor pe cale, şi este de sens opus sensului de deplasare al automobilului. Cauzele fizice ale rezistenţei la rulare sunt:

− deformarea cu histerezis a pneului; − frecările superficiale dintre pneu şi cale; − frecările din lagărele butucului roţii; − deformarea căii de rulare; − percuţia dintre elementele benzii de rulare şi microneregularităţile căii de

rulare; − efectul de ventuzare produs de profilele cu contur închis de pe banda de

rulare pe suprafaţa netedă a căii de rulare. Între cauzele amintite mai sus, în cazul autoturismelor – care se deplasează pe căi rigide, netede, aderente – ponderea importantă o are deformarea cu histerezis a pneului. Ca urmare a modului de distribuire a presiunilor în pata de contact dintre pneu şi cale cenrtul de presiune al amprentei este deplasat în faţa centrului contactului cu mărimea “a”(fig. 3.1.a).

a) b) Fig. 3.1. Acţiunea momentului de rezistenţă la rulare asupra unei roţi motoare

a) rezultanta forţelor din pata de contact “Z”; b) reducerea reacţiunii normale Z (punctul Op).


Din condiţia de echilibru a roţii libere (roate care rulează sub acţiunea unei forţe de împingere Rr) apicând metoda izolării corpurilor prin desfacerea legăturilor ei cu calea şi automobilul, se obţine o forţă tangenţială sub formă:

ZraX0Mr

Or⋅=⇔=∑ (3.1)

unde: rr este raza de rulare a roţii; Z reacţiunea normală dintre pneu şi cale; Notând produsul ZaMrul ⋅= (3.2) care reprezintă momentul rezistenţei la rulare (fig.3.1.b) expresia forţei datorate rostogolirii roţii pe cale devine:

Zra

rM

Rdd

rulr ⋅== (3.3)

Această forţă, generată de deplasarea suportului reacţiunii normale faţă de verticala centrului roţii de numeşte rezistenţa la rulare Rr şi reprezintă forţa cu care roata se opune deplasării în sensul şi direcţia vitezei automobilului. Deoarece determinarea deplasării “a” este dificilă, ea fiind în acelaşi timp o mărime cu o valoare dată pentru un pneu dat în condiţii precizate de mişcare, pentru calcul rezistenţei la rulare este preferabilă folosirea unei mărimi relative, având natura unui criteriu de similitudine, care permite extinderea utilizării sale în condiţii mai generale. Această mărime este coeficientul rezistenţei la rulare f dat de relaţia:

draf = (3.4)

3.1.2. Factori de influenţă asupra rezistenţei la rulare. Principalii factori care influenţează rezistenţa la rulare sunt:

- viteza de deplasare a autovehiculului; - caracteristicile constructive ale pneului; - presiunea interioară a aerului din pneu; - sarcina normală pe pneu; - tipul şi starea căii de rulare; - forţele şi momentele aplicate roţilor.

Evaluarea prin experiment a unuia dintre factori nu este posibilă deoarece toţi parametrii de mai sus definesc pneul în timpul rulării lui. 3.1.3. Calculul rezistenţei la rulare. Se constată că multitudinea de factori amintiţi mai sus face dificilă determinarea cu exactitate a coeficientului rezistenţei la rulare în orice moment al rulării roţii, de accea apare necesitatea utilizării unor relaţii/seturi de relaţii empirice pentru determinarea acestui coeficient. Exprimarea acestora este diversă prin numărul şi calitatea mărimilor de intrare.

Pentru calculele inginereşti simple se poate adopta valoarea coeficientului rezistenţei la rulare în funcţie de calitatea drumului pe care se deplasează autovehiculul, după recomandările din tabelul 3.1.


41

Tabelul 3.1. Valori medii ale coeficientului rezistenţei la rulare.

Natura căii Starea căii Coeficientul de rezistenţă la rulare

bună 0,015-0,018 Asfalt sau beton satisfacatoare 0,018-0,022 Şosea pietruită bună 0,020-0,025

stare bună 0,025-0,030 Şosea pavată cu hârtoape 0,035-0,050 uscată bătătorită 0,025-0,035 după ploaie 0,050-0,150 Drum de pământ desfundat 0,100-0,250

Drum cu gheată sau gheaţă 0,015-0,030 afânata 0,07-0,100 Drum cu zăpadă bătătorită 0,03-0,05

În situaţia în care este necesară determinarea puterii necesare autopropulsării autovehiculului cu viteza maximă pentru situaţia deplasării pe un drum din asfalt sau beton coeficientul rezistenţei la rulare poate fi determinat cu ajutorul graficului din figura 3.2.

Fig.3.2. Determinarea coeficeintului rezistenţei la rulare Pentru a se studia modul în care rezistenţa la rulare influenţează comportamentul dinamic al autovehiculului de proiectat pentru determinarea coeficientului rezistenţei la rulare se pot folosi diverse relaţii empirice de calcul. Cele mai simple dintre formule utilizate pun în evidenţă viteza de deplasare sub forma [8]: 3

032

02010R VfVfVfff ⋅+⋅+⋅+= (3.5)


unde f0 este coeficientul de rezistenţă la rulare pentru viteză nulă, şi foj, j=1,2,3 sunt coeficienţi dintre care unii pot fi nuli. Ca exemplificare se prezintă în valori ale acestor coeficienţi (tabelul 3.2)

Tabelul 3.2. Parametrii pentru calculul coeficientului de rezistenţă la rulare.

Tipul pneului 0f ⎥⎦⎤

⎢⎣⎡kmh,f01

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

kmh,f

2

02 ⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

kmh,f

3

03

Cord metalic 2103295,1 −⋅ 5108664,2 −⋅− 7108036,1 −⋅ 00,0 Radial

Cord textil 2103854,1 −⋅ 51021337,1 −⋅− 7106830,1 −⋅ 00,0

Secţiune foarte joasă

2106115,1 −⋅ 6109130,9 −⋅− 7103214,2 −⋅

00,0

Secţiunea joasă

2106110,1 −⋅ 5100002,1 −⋅− 7109152,2 −⋅

00,0 Radial

Superbalon 2108360,1 −⋅ 5108725,1 −⋅− 7109554,2 −⋅

00,0

Tot o relaţie în care este pusă în evidenţă numai viteza de deplasare este[8]:

4

4,r1,r0,rr h/km100Vf

h/km100Vfff ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅+= (3.6)

ai cărei coeficienţi se aleg cu ajutorul diagramelor din figura 3.3.

Figura 3.3. Coeficienţii fr,0, fr,1, fr,4

O altă relaţie de calcul este [1]:

5

r 100V0085,00125,0f ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛⋅+= (3.7)

sau [17]:


43

5,2

s0r 100Vfff ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛⋅+= (3.8)

unde v este in km/h iar coeficienţii se aleg cu ajutorul diagramei din figura 3.4

Fig.3.4. Coeficienţii f0, fs Pentru cazul în care se consideră şi presiunea din pneu relaţiile de calcul sunt [1]:

03,2i

9

7,3

64,0i

4

p10778,0V

p10202f

⋅⋅+

⋅=

−

(3.9)

sau pentru determinarea direct a puterii necesare pentru învingerea rezistenţei la rulare a rotii [1]:

6,3

Vp1094,12

V7,3p20P 08,2

i364,0

irul ⋅⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

⋅⋅⋅

+= (3.10)

În figura 3.5 sunt reprezentate valorile obţinute prin evaluarea coeficientului rezistenţei la rulare cu ajutorul relaţiilor (3.5), (3.6), (3.7), (3.8) Relaţia (3.5) devine după alegea coeficienţilor: 32752

r V0V108036,1V108664,2103295,1f ⋅+⋅⋅+⋅⋅−⋅= −−− ; relaţia (3.6) devine:

4

222r h/km100

V1006,0h/km100

V1025,010775,0f ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅+⋅= −−−

relaţia (3.8) devine:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅+=

h/km100V007,0012,0fr .


Fig.3.5. Variaţia coeficientului rezistenţei la rulare în funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului

Cu excepţia rezultatelor obţinute cu ajutorul relaţiei (3.7) se constată pentru relaţiile (3.5), (3.6), (3.8) o bună similitudine între rezultatele obţinute. Astfel pentru determinarea coeficientului rezistenţei la rulare se recomandă utilizarea uneia dintre relaţiile (3.5), (3.6), (3.8), în funcţie de datele cunoscute legat de alegerea coeficienţilor acestor expresii. Pentru întreg automobilul relaţiile de calcul ale forţei şi puterii necesare învingerii rezistenţei la rulare sunt:

∑=

⋅=Nr

1iriir ZfR [daN] (3.11)

unde i=1,2…Nr; fi este coeficientul rezistenţei la rulare pentru roata i, Zri este reacţiunea normală la roata i, iar Nr este numărul de roţi al autovehiculului. Date fiind dificultăţile utilizării relaţiei (3.11.) se consideră f=fI=const. Astfel relaţia devine:

α⋅⋅=⋅= ∑=

cosGfZfR a

Nr

1irir [daN] (3.12)

unde Ga este greutatea autovehiculului iar α este unghiul de înclinare longitudinală a drumului. Puterea necesară învingerii acestei rezistenţe se calculează cu relaţia: vcosGfP ar ⋅α⋅⋅= [kW] (3.13) unde v este viteza exporimată în m/s sau:


45

360

VcosGfP a

r⋅α⋅⋅

= [kW] (3.14)

unde V este viteza autovehiculului exprimată în km/h. 3.2. Rezistenţa aerului. 3.2.1. Noţiuni de aerodinamica autovehiculului. Aerodinamica autovehiculelor se ocupă de fenomenele care se produc la interacţiunea dintre autovehicul şi aerul înconjurător şi foloseşte principiile generale ale aerodinamicii teoretice. In cadrul aerodinamicii autovehiculelor se stabilesc forţele şi momentele ce acţionează, din partea aerului în repaus sau în mişcare, asupra autovehiculelor aflate în mişare. De asemenea se analizează căile de modificare a interacţiunii dintre aer şi autovehicul astfel încât să se îmbunătăţească performanţele acestora. Aerodinamica autovehiculelor studiază cu precădere următoarele aspecte:

− rezistenţa la înaintare datorată aerului şi căile pentru micşorarea acesteia; − efectele interacţiunii cu aerul asupra stabilităţii autovehiculelor şi metode

de îmbunătăţirea stabilităţii aerodinamice; − efectele interacţiunii cu aerul asupra aderenţei autovehiculelor cu calea de

rulare şi metode de creştere a acesteia; − mişcarea aerului în interiorul autovehiculului şi alegerea adecvată a

diferitelor orificii de absorbţie şi evacuare a aerului în vederea ventilării caroseriei şi a răcii diferitelor organe.

Curgerea curentului de aer pe lângă caroseria autovehiculului este modelată de legătura dintre presiune şi viteză exprimate de ecuaţia lui Bernoulli: totaldinamicstatic ppp =+ (3.15) sau:

t2

s pv21p =⋅ρ⋅+ (3.16)

unde: ρ este densitatea aerului; v - viteza aerului (relativă faţă de autovehicul). La contactul cu corpul caroseriei autovehiculului curentul de aer se desparte: o

parte va trece pe deasupra, o alta parte printre caroserie şi calea de rulare iar o a treia parte a curentului de aer va lovi corpul caroseriei. Dacă se presupune însă că la contactul dintre aer şi suprafaţa caroseriei nu există frecare atunci scăderea de presiune se transformă în creştere de viteză.Insă. la Fig.3.6. Distribuţia de presiune în lungul secţiunii longitudinale.


contactul cu caroseria viteza aerului (considerat în mişcare laminară) scade brusc la zero datorită frecării apărând astfel o variaţie a presiunii (fig 3.6). Acest fenomen determină rezistenţa la înaintare datorată interacţiunii cu aerul. Fiind inevitabilă se încearcă realizarea unor forme optime ce presupun resurse minime pentru invingerea acestei rezistenţe.

3.2.2. Influenţa formei autovehiculului asupra aerodinamicii sale. Pentru a urmări această influenţa se consideră corpuri simple şi corpuri de caroserie pentru care au fost determinaţi coeficienţii rezistenţei aerului cx.

Fig.3.7. Rezistenţele normale şi longitudinale pentru diferite modele de caroserie

Sedan

czf = 0.136

czs = 0.246

cx = 0.358

czs = 0.279

czf = 0.133

cx = 0.358

Coupe

czs = 0.063czf = 0.116

cx = 0.33

Station Wagonczs = 0.118

czf = 0.135

cx = 0.315

Fastback

cx = 1.95

cx = 1.42

cx = 0.32

cx = 0.007

cx = 0.85 cx = 0.50

cx = 0.45 cx = 0.32

Fig.3.8. Influenţa formei asupra coeficeintului rezistenţei aerodinamice.


47

Acest coeficient cx este strnâns legat de forma corpului şi de aceea modificări ale diferitelor detalii sau componente ale caroseriei permit micşorarea acestuia, aceasta fără a afecta imaginea de ansamblu a autovehiculului.

Utilizarea razelor de racordare dintre diferitele elemente ale caroserie poate duce la optimizarea coeficientului rezistenţei aerului.

Fig.3.10. Influenţa razelor de racord ale caroserie (din [8]).

forma

origi

nala

forma

optim

ă

modificările efectuate

Forma

Cx

Fig.3.9. Optimizarea detaliilor constructive

cx

r [m]


De asemenea proporţia între dimensiunile de gabarit ale autovehicului poate produce o modificare a acestui coeficient.

Fig.3.11. Influenţa dimensiunilor de gabarit ale caroseriei (din [8]). Prezentarea evoluţiei formei autovehiculelor precum şi a valorilor ceoficeintului rezistenţei aerului oferă informaţii legate de alegerea coeficientului rezistenţei aerului ce caracterizează autovehiculul de proiectat.

Fig.3.12. Evoluţia formei autovehiculului (din [8]).

r,d [m]

cx

cx


49

3.2.3. Calculul rezistenţei aerului. Pentru calculul rezistenţei se recomandă utilizarea relaţie:

2xa vAc

21R ⋅⋅⋅ρ⋅= (3.17)

unde: ρ - este densitatea aerului: ρ=1,225 kg/m3 ( 31033101p −⋅⋅= [N/m2] şi T=288 K) cx – coeficientul de rezistenţă al aerului; A – aria secţiunii transversale maxime; v – viteza de deplasare a autovehiculului [m/s]. Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie (erori sub 5%) după desenul de ansamblu al automobilului în vedere frontală utilizând relaţia: HBA ⋅= (3.18) unde: B este ecartamentul autovehiculului [m]; H este înaltimea autovehiculului [m]. Valori medii ale parametrilor aerodinamici sunt prezentate în tabelul 3.3.

Tabelul 3.3. Valori medii ale parametrilor aerodinamici Tipul autovehiculului A [m²] Cx

Automobil sport 1,0-1,3 0,2-0,25 Autoturism cu caroseria închisă 1,6-2,8 0,3-0,5 Autoturism cu caroseria deschisă 1,5-2,0 0,65-0,8 Autobuz 3,5-7,0 0,7-0,8 Autocamion cu plaformă deschisă 3,0-5,3 0,9-1,0 Autotren rutier, cu două elemente caroserie platformă 4,0-5,3 1,0-1,25

Autofurgon 3,5-8,0 0,6-0,75 Autotren rutier cu două elemente coroserie furgon 7,0-8,0 0,95-1,0

3.3. Rezistenţa la pantă. La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală,forţa de greutate generează o componentă Rp după direcţia deplasării dată de relaţia : α⋅⋅= singmR ap (3.19) Această forţă este forţă de rezistenţă la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare) şi forţă activă la coborârea pantelor. Pentru pante cu înclinări mici ( o17≤α ) la care eroarea aproximării

α=α tgsin este sub 5% panta se exprimă în procente: α= tg%p . În acest caz expresia rezistenţei la pantă este dată de relaţia: pGR ap ⋅= (3.20) Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcţie de tipul şi destinaţia automobilului (tabelul 3.4).


Tabelul 3.4. Valori medii si maxime ale unghiului de înclinare longitudinală a căii Tipul autovehiculului Valori medii Valori maxime admise Autovehicule cu o singură punte motoare 17°-19° 22° Autovehicule cu două punţi motoare 28°-32° 35°

Deoarece rezistenţa la rulare cât şi rezistenţa la pantă sunt determinate de starea şi caracteristicile căii de rulare, se foloseşte gruparea celor două forţe într-o forţă de rezistenţă totală a căii ( )ΨR , dată de relaţia ( ) Ψ⋅=α+α⋅⋅=+=Ψ aapr GsincosfGRRR (3.21) unde α+α⋅=Ψ sincosf este coeficientul rezistenţei totale a căii de rulare. 3.4. Rezistenţa la demarare. Regiurile tranzitorii ale mişcării autovehiculului sunt caractrizate de sporiri ale vitezei (demarări) şi reduceri ale vitezei (frânări). Rezistenţa la demarare (Rd) este o forţă de rezistenţă ce se manifestă în regimul de mişcare accelerată a autovehiculului. Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanţul cinematic al transmisiei dintre motor şi roţile motoare, sporirea vitezei de translaţie a autovehiculului se obţine prin sporirea vitezelor unghiulare de rotaţie ale elementelor transmisiei şi roţilor. Masa autovehiculului în mişcare de translaţie capătă o acceleraţie liniară iar piesele în rotaţie acceleraţii unghiulare. Influenţa asupra inerţiei în translaţie a pieselor aflate în rotaţie se face printr-un coeficient δ, numit coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie. Rezistenţa la demarare este astfel dată de relaţia:

dtdvmR ad ⋅δ⋅= (3.22)

unde: ma este masa autovehiculului [kg] δ este coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie;

adtdv

= acceleraţia mişcării de translaţie a autovehiculului [m/s2].

Pentru calculul rezistenţei la demarare este necesară cunoaşterea mărimii coeficientului de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie. Ca metode de alegere a mărimii coeficientului de influenţă a pieselor în mişcare de rotaţie, bibliogafie se specialitate recomanda mai multe metode:

a) utilizarea dacă se dispune de studiul soluţiilor similare a valorilor corespunzătoare autovehiculelor cu caracteristicile cele mai apropiate.

În acest caz se estimează pe baza schemei din figura 3.13. valoarea în prima treaptă cu relaţia:

2ra

Rt2

r

20

21

a

am1 r

1

m

I

r

iimI

1 CV ∑∑ ⋅+η⋅⋅

⋅+=δ + (3.23)

unde: Im+a este momentul masic de inerţie al pieselor motorului şi al ambreiajului reduse la arborele primar al cutiei de viteze; IR este momentul masic de inerţie al unei roţi; icv1 este raportul de transmitere al primei trepte de viteză din cutia de viteze;


51

i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale; ηt este randamentul transmisiei; rr este raza de rulare a roţilor.

Fig.3.13. Modelul dinamic simplificat al autovehiculului Pentru celelalte trepte, grupând constantele se obţine relaţia de calcul: R

2CVkMk i1 δ+⋅δ+=δ (3.24)

cu : t2r

20

a

MM r

imI

η⋅⋅=δ (3.25)

şi: 2ra

RR r

1m

I⋅=δ ∑ (3.26)

b) Utilizarea de valori medii funcţie de tipul şi caracteristicile automobilului din datele statistice cuprinse în tabelele 3.5, 3.6 sau figura 3.14

Tabelul 3.5.

Momente de inerţie Tipul autovehiculului Im+a IR

icv1 i0 δ1

Autoturisme 0,2-0,7 2,0-6,0 3-4 3-4 1,2-1,4 Autobuze, autocamioane 0,4-0,9 3-15 6-8 4-7 1.8-2,7

Tabelul 3.6. Valori ale coeficitenţilor maselor în rotaţie

Tipul autovehiculului δM δR icv1

Autoturisme 0,02-0,04 0,02-0,03 3-4 Autobuze, autocamioane 0,02-0,04 0,03-0,05 6-8

c) Pentru autoturisme se poate utliza relaţia de calcul: 2

02kk ii0025,004,1 ⋅⋅+=δ (3.27)

unde: ki este raportul de transmitere al treptei cuplate în cutia de viteze ; 0i este raportul de transmitere al transmisiei principale.


Fig.3.14. Recomandări de alegere a valorilor coeficienţilor de influenţă

a maselor în mişcare de rotaţie. În privinţa acceleraţiilor, ca valori de performanţă ce urmează a fi realizate de autoturisme, în tabelul 3.7. sunt cuprinse valori maxime şi valori medii. Punctul de aplicare al rezistenţei la demarare este centrul de greutate al automobilului.

Tabelul 3.7. Valori maxime şi valori medii ale acceleraţiilor Aceleraţii medii m/s² Tipul autovehiculului Acceleraţii maxime m/s² treapta I ultima treaptă

Autoturisme cu caracteristici sport Limita aderenţei 3,0-3,5 1,0-1,5 Autoturisme 3,5-4,5 2,5-3,5 0,8-1,2 Autobuze urbane 1,8-2,0 1,6-1,8 0,4-0,8 Autobuze turistice şi interurbane 2,3-3,0 1,9-2,3 0,6-1,0 Autocamioane 2,3-2,5 1,7-4,0 0,3-0,5 3.5.Exemplu de calcul După alegerea parametrilor pricipali ai autovehiculului, în urma efectuării studiului soluţiilor similare rezistenţele la înaintare sunt:

1. Rezistenţa la rulare. Pentru a calcul coeficientul rezistenţei la rulare se utilizează relaţia (3.7). Relaţia oferă cele mai bune rezultate în domeniul de interes comparabile cu cele medii indicate.

Valorile coeficientului rezisteţei la rulare pentru funcţia aleasă sunt:


53

Tabelul Ex.3.1. Valorile coefientului rezistenţei la rulare

0 0.0075 20 0.0080 40 0.0085 60 0.0091 80 0.0097 100 0.0106 120 0.0117 140 0.0133 160 0.0154 180 0.0183 185 0.0192

Pentru învingerea rezistenţei la rulare forţă necesară şi puterea necesară sunt (relaţiile (3.13) şi (3.14)):

Tabelul Ex.3.2 Forţa şi puterea necesare învingerii rezistenţei la rulare.

V [km/h] Rr [N] Pr [kW] 20 105.9607 0.5887 40 112.7732 1.2530 60 120.2213 2.0037 80 129.0680 2.8682 100 140.3811 3.8995 120 155.5338 5.1845 140 176.2042 6.8524 160 204.3758 9.0834 180 242.3370 12.1168 185 253.6541 13.0350

Fig.Ex.3.1 Calculul coeficientului rezistenţei la rulare


2. Rezistenţa aerului. Pentru autovehiculul de studiat s-au calculate pentru

forma aleasă a autovehiculului cx=0,35 şi A=1,82 m². Valorile forţei şi puterii necesare învingerii rezistenţei aerului sunt (calculate cu relaţia (3.17)):

Tabelul Ex.3.3. Forţa şi puterea necesare învingerii rezistenţei aerului. v [km/h] Ra [N] Pa [kW] 10.00 3.01 0.01 20.00 12.04 0.07 40.00 48.17 0.54 60.00 108.38 1.81 80.00 192.67 4.28 100.00 301.05 8.36 120.00 433.51 14.45 130.00 508.78 18.37 140.00 590.06 22.95 150.00 677.37 28.22 160.00 770.69 34.25 170.00 870.04 41.09 180.00 975.41 48.77 185.00 1030.35 52.95

Fig.Ex.3.2. Forţa necesară învingerii rezistenţei la rulare


55

3. Rezistenţa la pantă. Valoarea rezistenţei la pantă în funcţie de unghiul pantei este reprezentată în figura Ex.3.4:

Fig.Ex.3.4. Forţa necesară învingerii rezistenţei la pantă.

Fig.Ex.3.3. Forţa necesră învingerii rezistenţei aerului.


Tabelul Ex.3.4. Valorile rezistenţei la pantă

Calculate cu relaţia (3.20) α[°] Rp [N]

2 556.34 4 1112.01 6 1666.31 8 2218.59

10 2768.17 12 3314.37 14 3856.54 16 4394.00 17 4660.77

4. Rezistenţa la demaraj Adoptând în funcţie de valorile tipurilor similare de autoturisme valorile preliminare: IM =0,5 [kgm2]; IR=4,0 [kgm2]; icv1=3,5; io =3,2 şi având în vedere valorile determinate anterior: ma=16250 [kg], rr=0,311 [m], valorile preliminare ale coeficienţilor δM, δR şi δ1,

0194,092,0311,08,3

162523,0

2

2

am =⋅⋅=δ +

0223,0311,01

16255,3

2R =⋅=δ

2419,10223,04,302,01 21 =+⋅+=δ

3.6. Ecuaţia generală de mişcare rectilinie a automobilului. Pentru stabilirea ecuaţiei generale de mişcare se consideră automobilul în mişcare rectilinie, pe o cale cu înclinare α, în regim tranzitoriu de viteză cu acceleraţie pozitivă. Echilibrul dinamic al automobilului este date de bilanţul de tracţiune, care reprezintă ecuaţia de echilibru după direcţia vitezei automobilului, de forma: dparR RRRRF +++= [N] (3.24) în care: RF este forţa activă; dpar R,R,R,R – rezistenţele la înaintare. Bilanţul de tracţiune exprimă egalitatea dintre forţa totală la roată – obţinută prin însumarea forţelor tangenţiale de la toate roţile motoare – şi suma rezistenţelor la înaintarea autovehiculelor, de unde rezultă:

)2vAxC21cosaGsinfaGRI(

am1

dtdv

⋅⋅⋅ρ⋅−α⋅−α⋅⋅−⋅δ

= (3.25)


57

sau:

)2vAxC21

aGRF(am

1dtdv

⋅⋅⋅ρ⋅−ψ⋅−⋅δ

= (3.26)

în care forţa FR numită forţa la roată reprezintă acţiunea momentului motor asupra roţilor. Expresia analitică a acestei forţe este:

v

PriMF t

r

ttrR

η⋅=

η⋅= (3.27)

unde: M este momentul dintr-un punct de pe caracteristica exterioară corespunzător unei turaţii n a motorului; P este puterea în aceleaşi condiţii;

TRη este randamentul transmisiei; itr este raportul de transmitere al transmisiei; rr este raza de rulare a roţilor; v este viteza de deplasare a automobilului. În funcţie de condiţiile de autopropulsare ale automobilului, din ecuaţia de mişcare (3.25) se definesc mai multe forme particulare şi anume:

a) Deplasarea cu viteză maximă. Prin convenţie “viteza maximă” este cea mai mare valoare a vitezei cu care automobilul se poate deplasa pe o cale orizontală. Ca urmare în condiţiile vitezei

maxime când 0=α şi 0dtdv.constvv max =⇒== din expresia ecuaţiei de

mişcare dată de relaţia (3.25) se obţine forma particulară

[ ]NvAC21fGF 2

maxxavR max⋅⋅⋅ρ⋅+⋅= (3.28)

b) Deplasarea pe calea cu înclinare longitudinală maximă sau pe calea cu

rezistenţă specifică minimă. Deplasarea pe panta maximă (sau pe cale cu rezistenţa specifică maximă) se obţine când întreaga forţă disponibilă este utilizată pentru învingerea rezistenţelor legate de tipul şi caracteristicile drumului ΨR . Pentru acest caz, având în vedere şi faptul că la viteze mici, specifice deplasării automobilului pe panta maximă, rezistenţa aerului este neglijabilă in raport cu celelate forţe din expresia forţei la roată dată de relaţia (3.26) se obţine forma particulară: maxaR GF

maxψ⋅=

Ψ [N] (3.29)

c) Pornirea de pe loc cu acceleraţia maximă

Pornirea de pe loc cu acceleraţia maximă se obţine în condiţia în care intreaga forţa disponibilă se utilizează pentru sporirea vitezei automobilului, situaţie ce corespunde pornirii din loc ( 0v0 = ) pe cale orizontală ( 0=α ). Pentru acest caz, de autopropulsare pe cale orizontală cu pornire din loc (rezistenţa aerului este nulă) expresia forţei la roată dată de relaţia (3.25) se reduce la forma particulară


max1

1aaR dtdvmfGF

max1a⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⋅δ⋅+⋅= [N] (3.30)

unde:

max1

max1 dtdva ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛= este acceleraţia maximă în treapta I.

4

REACŢIUNILE NORMALE ALE CĂII DE RULARE ASUPRA ROŢILOR AUTOVEHICULELOR

În timpul deplasării autovehiculului reacţiunile la roţi nu rămân constante, ci se modifică în funcţie de regimul de mişcare şi de starea lui de încărcare. Cunoaşterea valorilor acestor reacţiuni este necesară la stabilirea condiţiilor limită de înaintare, definite prin aderenţă, la studiul frânării şi al stabilităţii, precum si pentru calculul de dimensionare şi verificare a elementelor componente ale punţilor. 4.1. Relaţii de calcul

Pentru a determina reacţiunile normale Z1 şi Z2 la puntea faţă şi, respectiv, puntea din spate se utilizează modelul dinamic din figura 4.1,determinat prin metoda izolării automobilului de cale şi de mediu.

Fig.4.1. Schema forţelor, momentelor şi reacţiunilor ce acţionează asupra unui autovehicul cu două punţi în cazul general de mişcare1.

1 Semnificaţiile notaţiilor din figura 4.1 sunt următoarele: Z1,Z2 - reacţiuni normale; X1,X2 - reacţiuni tangenţiale; Ra - rezistenţa aerului; Faz - forţa portantă; Ga - greutatea automobilului; Rd – rezistenţa la demarare; Mrul1,Mrul2 - momentele rezistenţelor la rulare; Mi1,Mi2 - momentele de inerţie ale roţilor; ca- centrul longitudinal de presiune; cg - centul de greutate; L - ampatamentul automobilului; ha, a, b -coordonatele centrului de greutte; ha - înălţimea centrului dlongitudinal de presiune; α - unghiul de inclinare longitudinală a căii de rulare.


În rezolvarea acestei probleme se va considera autovehiculul ca un rigid, fără se se ţină seama de mişcările suplimentare care intervin datorită oscilaţiilor suspensiei, chiar atunci când calea de rulare este perfect plană, aşa cum se admite în cazul de faţă. Pentru determinarea directă a forţelor Z1 şi Z2, considerând automobilul in echilibru static, ecuaţia de momente în jurul centrul de greutate al autovehiculului cg are forma: ( ) 0MMMMhXhXhhRbZaZ

2121 iirulrulg2g1aga21 =++++⋅+⋅+−⋅+⋅−⋅ (4.1) Ecuaţia de proiecţie a forţelor pe normala la cale este: aza21 FcosGZZ −α⋅=+ (4.2) Neglijând forţa portantă azF în raport cu celelate forţe, relaţia devine: α⋅=+ cosGZZ a21 (4.3)

Admitem că: r2r1r rrr == ; fff 21 == şi se obţine: α⋅⋅⋅=⋅⋅+⋅⋅=+ cosGrfZrfZrfMM ar2r21r1rulrul 2121

(4.4)

( )dtdv

r1II

dtI

dtIMM

rrr

2r

1rii 212121

⋅⋅+=ω

⋅+ω

⋅=+ (4.5)

4.2. Calculul reacţiunilor normale în regimul demarării la limita de aderenţă. 4.2.1. Autovehicule cu o singură punte motoare (4x2). Cazul punte motoare faţă. În situaţia autovehiculelor cu o singură punte motoare şi pentru care aceasta este puntea faţă relaţiile de legătură dintre reacţiunile normale Z şi reacţiunle tangenţiale X sunt date de:

⎩⎨⎧

⋅=⋅ϕ=

22

11

ZfXZX

(4.6)

În aceste condiţii ecuaţia (4.1) devine: ( ) 0MMMMhZfhZhhRbZaZ

2121 iirulrulg2g1aga21 =++++⋅⋅+⋅⋅ϕ+−⋅+⋅−⋅ (4.7) Grupând termenii obţinem: ( ) ( ) ( ) 0MMMMhhRhfbZhaZ

2121 iirulrulagag2g1 =++++−⋅+⋅−⋅−⋅ϕ+⋅ (4.8) În regimul demarării, la pornirea din loc, dat fiind faptul că viteza de deplasare a autovehiculului este mică şi rezistenţa aerului este mică în comparaţie cu restul termenilor din relaţia (4.8), astfel că se poate neglija (Ra 0≅ ). De asemenea, coeficientul rezistenţei la rulare f ,definit ca funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului, în situaţia plecării de pe loc acesta are valori foarte mici ( )0f ≅ . Din relaţia (4.3) se determină reacţiunea normală Z2: 1a2 ZcosGZ −α⋅=

Reacţiunile căii de rulare asupra roţilor autovehiculelor

61

şi înlocuind în relaţia (4.8), corectată cu ipoteza vitezelor mici, simplificatoare, se obţine: ( ) ( ) ( ) 0MMhfbZcosGhaZ

21 iig1ag1 =++⋅−⋅−α⋅−⋅ϕ+⋅ sau: ( ) 0MMbcosGhbaZ

21 iiag1 =++⋅α⋅−⋅ϕ++⋅ (4.9)

Cu observaţia că: r

rra

rII

gG

b 21+

>>⋅ realţia (4.9) devine:

( ) 0bcosGhbaZ ag1 =⋅α⋅−⋅ϕ++⋅ (4.10) Reacţiunea normală la roţile punţii faţă în regimul demarării este:

α⋅ϕ⋅+

⋅=⋅ϕ+

α⋅⋅= cos

Lh

1

Lb

GhL

cosGbZg

ag

a1 (4.11)

Reacţiunea normală la roţile punţii spate este:

α⋅ϕ⋅+

+⋅= cos

Lh

1

Lh

La

GZg

g

a2 (4.12)

Coeficienţii de încărcare dinamică sunt definiţi astfel

2,1j,GZ

mj

jj == (4.13)

de unde:

α⋅ϕ⋅+

= cos

Lh

1

1mg

1 respectiv α⋅ϕ⋅+

+= cos

Lh

1

ah

1m

g

g

2 (4.14)

Cazul punte motoare spate. În situaţia autovehiculelor cu o singură punte motoare şi pentru care aceasta este puntea spate relaţiile de legătură dintre reacţiunile normale Z şi reacţiunle tangenţiale X sunt date de:

⎩⎨⎧

⋅ϕ=⋅=

22

11

ZXZfX

(4.15)

În aceste condiţii ecuaţia (4.1) devine: ( ) 0MMMMhZhZfhhRbZaZ

2121 iirulrulg2g1aga21 =++++⋅⋅ϕ+⋅⋅+−⋅+⋅−⋅ (4.16) Grupând termenii obţinem: ( ) ( ) ( ) 0MMMMhhRhfbZhfaZ

2121 iirulrulagag2g1 =++++−⋅+⋅−⋅−⋅+⋅ (4.17) Din relaţia (4.3) se determină reacţiunea normală Z2: 1a2 ZcosGZ −α⋅= şi înlocuind în relaţia (4.8) se obţine:


( ) ( ) ( ) 0MMhbZcosGhfaZ21 iig1ag1 =++⋅ϕ−⋅−α⋅−⋅+⋅

sau reducând termenii: ( ) ( ) 0hbcosGhfbaZ gag1 =⋅ϕ−⋅α⋅−⋅++⋅ (4.18) Reacţiunea normală la roţile punţii faţă în regimul demarării este:

α⋅ϕ⋅−

ϕ⋅−⋅= cos

Lh

1

Lh

Lb

GZg

g

a1 (4.19)


α⋅ϕ⋅−

⋅= cos

Lh

1

La

GZg

a2 (4.20)

Coeficienţii de încărcare dinamică sunt:

α⋅ϕ⋅−

ϕ⋅−= cos

Lh

1

bh

1m

g

g

1 respectiv α⋅ϕ⋅−

= cos

Lh

1

1mg

2 (4.21)

4.2.2. Autovehicule cu ambele punţi motoare (4x4). În situaţia autovehiculelor cu ambele punţi motoare între reacţiunile normale Z şi reacţiunle tangenţiale X există relaţiile:

⎩⎨⎧

⋅ϕ=⋅ϕ=

22

11

ZXZX

(4.22)

În aceste condiţii ecuaţia (4.1) devine: ( ) 0MMMMhZhZhhRbZaZ

2121 iirulrulg2g1aga21 =++++⋅⋅ϕ+⋅⋅ϕ+−⋅+⋅−⋅ (4.23) Grupând termenii obţinem: ( ) ( ) ( ) 0MMMMhhRhbZhaZ

2121 iirulrulagag2g1 =++++−⋅+⋅ϕ−⋅−⋅ϕ+⋅ (4.24) Din relaţia (4.3) se determină reacţiunea normală Z2: 1a2 ZcosGZ −α⋅= şi înlocuind în relaţia (4.8) se obţine: ( ) ( ) ( ) 0MMhbZcosGhaZ

21 iig1ag1 =++⋅ϕ−⋅−α⋅−⋅ϕ+⋅ sau reducând termenii: ( ) ( ) 0hbcosGbaZ ga1 =⋅ϕ−⋅α⋅−+⋅ (4.25) Reacţiunea normală la roţile punţii faţă în regimul demarării este:

α⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ϕ⋅−⋅= cos

Lh

LbGZ g

a1 (4.26)


Reacţiunile căii de rulare asupra roţilor autovehiculelor

63

α⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ϕ⋅+⋅= cos

Lh

LaGZ g

a2 (4.27)

Coeficienţii de încărcare dinamică sunt:

α⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ϕ⋅−= cos

bh

1m g1 respectiv α⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ϕ⋅+= cos

ah

1m g2 (4.28)

4.2. Calculul reacţiunilor normale în regimul frânării. În situaţia frânării autovehiculelor acest proces poate fi analizat în situaţia în care numai una dintre punţile autovehicului frânează sau situaţia în care autovehiculul frânează cu ambele punţi. În continuare va fi analizat cazul în care autovehiculul frânează cu ambele punţi. Relaţiile de legătură dintre reacţiunile normale Z şi reacţiunle tangenţiale X sunt date de:

⎩⎨⎧

⋅ϕ−=⋅ϕ−=

22

11

ZXZX

(4.29)

Rezolvând similar cazul demarării la limita de adereţă în cazul unui autovehicul cu ambele punţi motoare obţinem pentru reacţiunile normale următoarele expresii:

− la roţile punţii faţă:

α⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ϕ⋅+⋅= cos

Lh

LbGZ g

a1 (4.30)

− la roţile punţii spate:

α⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ϕ⋅−⋅= cos

Lh

LaGZ g

a2 (4.31)

respectiv coeficienţii de încărcare dinamică a punţilor:

α⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ϕ⋅+= cos

bh

1m g1 respectiv α⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ϕ⋅−= cos

ah

1m g2 (4.32)

5

CALCUL DE TRACŢIUNE Calculul de tracţiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului şi transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite în capitolele 1 şi 2 şi în condiţiile precizate în capitolul 3 să fie capabil să realizeze performanţele prescrise în tema de proiectare sau a performanţelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă. 5.1. Alegerea randamentului transmisiei. Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roţilor motoare ale acestuia. Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate

fenomenelor de frecare din organele transmisiei. Experimentări efectuate au permis să se determine următoarele valori ale randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei (sunt prezentate numai acele componente care compun transmisia autovehiculului de proiectat) • cutia de viteze: 98,0...97,0ηCV = (în treapta de priză directă); 94,0...92,0ηCV = (în celelalte trepte); • reductor distribuitor: 94,0...91,0ηCV = • transmisia longitudinală: 995,0...990,0ηTL = • transmisia pricipală: 94,0...92,0η0 = pentru transmisii pricipale simple; 92,0...90,0η0 = pentru transmisii pricipale duble. Deoarece valoarea globală a

Fig.4.1. Valori recomandate pentru randamentul transmisiei

Calcul de tracţiune

65

randamentului transmisiei depinde de numeroşi factori a căror influneţă este dificil de apreciat, în calcule se operează cu valorile din figura 4.1.. 5.2. Motoare pentru automobile 5.2.1. Motorul – sursa de energie pentru autopropulsare Autopropulsarea automobilului se datorează energiei mecanice primite de roţile motoare de la motorul automobilului. Ea este posibilă când oferta făcută de motor este în concordanţă cu necesarul de momente şi puteri, necesar determinat din condiţiile în care se deplasează automobilul. Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea automobilului se face prin oferta de putere (P) şi de moment (M). Oferta se exprimă funcţie de turaţia arborelui motor (n), printr-un câmp de caracteristici P=f(n) şi M=f(n), numite caracteristici de turaţie. Domeniul de ofertă este limitat de caracteristica de turaţie la sarcină totală (sau caracteristica exterioară), care determină posibilităţile maxime ale motorului în privinţa puterii şi momentului la fiecare turaţie din domeniul turaţiilor de funcţionare ale motorului. Pentru autopropulsarea automobilelor majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă (m.a.i.), cu piston în mişcare de translaţie şi anume; motoare cu aprindere prin scânteie – M.A.S. (Otto) şi motoare cu aprindere prin comprimare – M.A.C. (Diesel). In figura 5.2 sunt reprezentate caracteristicile exterioare, completate cu curbele consumului specific de combustibil, pentru un motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S) şi respectiv cu aprindere prin comprimare (M.A.C.). Semnificaţia mărimilor marcate în figură este cuprinsă în tabelul 1.2. Opţiunea pentru un motor din categoriile de mai sus are în vedere tipul, caracteristicile şi destinaţia automobilului.

a) b) Fig.5.2. Forme tipice de caracteristici exterioare pentru motoare cu ardere interna

a) motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S.); b) motor cu aprindere prin comprimare (M.A.C.)


66

Tabelul 5.2..Marimi semnificative în caracteristica exterioară

Turaţia Mărimi corespunzatoare pentru: Simbolul Semnificaţia Putere Moment Consum specific

n0 minimă de funcţionare P0 M0 ce o

nM de moment maxim PM Mmax - nce de consum specific minim - - ce min nP de putere maximă Pmax MP ce p

nmax maximă de funcţionare Pm Mm - nr de regulator Pr Mr ce r

Deoarece la M.A.C. domeniul de utilizare la propulsarea autovehiculelor este cuprins în intervalul turaţiilor r0 nn − se consideră: maxPr nnn == ; maxPr PPP == ;

mPr MMM == ; Pr ee cc = .

5.2.2. Evaluarea analitică a caracteristicii exterioare Dezvoltarea unor programe de calcul pentru optimizarea:

− legilor care guvernează funcţionarea grupului moto-propulsor: − legilor de legătură dintre componentele echipamentului moto-propulsor

pentru îmbunatăţirea acordării motorului cu transmisia; − constructivă a soluţiilor existente, realizată prin îmbunatăţiri tehnologice,

adoptarea unor materiale cu calităţi superioare, etc. presupune existenţa unor relaţii analitice de evaluare a caracteristicii exterioare a motorului. Evaluarea caracteristicii determinată experimental. Pentru un motor existent caracteristica exterioară se determină pe standul de încercat motoare. În acest caz evaluarea caracteristicii exterioare revine la prelucrarea datelor experimentale obţinute la încercarea pe stand a motorului. După prelucrarea datelor experimentale -conform cu metodologia de încercare- se obţin mai multe puncte semnificative ale dependenţei puterii sau momentului în funcţie de turaţia arborelui cotit al motorului. Pentru o funcţie R]b,a[:f → , cunoscută numai printr-un număr limitat de puncte (suportul interpolarii): x0, x1,…,xn prin valorile f(x0), f(x1),…f(xn), comportarea funcţiei în afara acestor puncte se face printr-un polinom generalizat de interpolare de forma: ( ) ( ) ( ) ( )xuaxuaxuaxP nn1100n ⋅++⋅+⋅= K (5.1) în care funcţiile liniar independente: ( ) ( ) ( )xu,xu,xu 000 K sunt cunoscute şi constituie baza interpolării. Pentru baza polinomială aceste funcţii liniar independente sunt polinoame de ordinul n.


67

Determinarea polinomului generalizat de interpolare (coeficienţii a0, a1, …., an) se face impunând ca pe suportul interpolării polinomul de interpolare să coincidă cu funcţia f: ( ) ( ) n0i,xfxP iin K== (5.2) Relaţiile (1 şi 2) sunt cunoscute sub numele de condiţii de interpolare. Impunând condiţii de interpolare de forma:

)x(f)x(P

.)x(f)x(P

)x(f)x(P

i)k(

i)k(

n

i/

i/n

iin

=

=

=

M (5.3)

conduce la sistemul de ecuaţii liniare:

n...0i),x(f)x(ua i

n

0iikk ==⋅∑

=

(5.4)

Un mod simplu de determinare a polinomului Pn(x) este acela de a alege coeficienţii ia de forma: n1i,ya ii K== unde n1i,fy ii K== (5.5) Înlocuind în relaţia (5.2) şi ţinând cont de (5.5) se obţine sistemul:

( ) ( ) ( ) ( )

( ) ( ) ( ) ( )

( ) ( ) ( ) ( )⎪⎪⎪

⎩

⎪⎪⎪

⎨

⎧

=⋅+⋅++⋅+⋅

=⋅+⋅++⋅+⋅

=⋅+⋅++⋅+⋅

nnnnnkkn11no0

11nn1kk1111o0

00nn0kk0110o0

yxuyxuyxuyxuy

yxuyxuyxuyxuy

yxuyxuyxuyxuy

KK

M

KK

KK

(5.6)

sau:

( ) ( ) ( ) ( )( ) ( ) ( ) ( )

( ) ( ) ( ) ( )⎪⎪⎪

⎩

⎪⎪⎪

⎨

⎧

====

========

;1xu;0xu;0xu;0xu

;0xu;0xu;1xu;0xu;0xu;0xu;0xu;1xu

nnnkn1n0

1n1k1110

onoko1oo

MK

MK

MM

KK

KK

(5.7)

Pentru funcţiile uk(x) de forma: ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( )n1k1k10kk xxxxxxxxxxcxu −⋅⋅−⋅⋅−⋅⋅−⋅−⋅= +− KK (5.8) Coeficientul ck se determină din condiţia uk(xk) = 1 de unde:

( ) ( ) ( ) ( ) ( )nk1kk1kk1k0kk xxxxxxxxxx

1c−⋅⋅−⋅−⋅⋅−⋅−

=+− KK

(5.9)

Astfel funcţia uk(x) devine:

( ) ( ) ( ) ( ) ( )( ) ( ) ( ) ( ) ( )nk1kk1-kk1k0k

nk10k x-xx-xx-xx-xx-x

x-xx-xx-xx-xxu⋅⋅⋅⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅⋅=

+ KK

KK (5.10)

Cu relaţia de mai sus valoarea funcţiei f într-un punct curent x se calculează cu relalaţia:


68

( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( )( ) ( ) ( ) ( ) ( )

∑ ∏

∑

=≠=

= +

−−

⋅=

=⋅⋅⋅⋅⋅⋅

⋅⋅⋅⋅⋅⋅==

n

0k

n

ki0i ik

ik

n

0k n1k1-k10

nk10kn

xxxxy

x-xx-xx-xx-xx-xx-xx-xx-xx-xyxPxf

KK

KK

(5.11.)

Relaţia de mai sus este formula polinomului de interpolare Lagrange. Polinomul de interpoalare Lagrange prezintă proprietatea de instabilitate pentru un număr mare de puncte, cea ce determină la alegerea de polinoame de interpolare de grad mic valabile pe subintervale. Astfel pentru n+1 puncte: n10 xxx <<< K în care se consideră valorile funcţiei: ( ) ( ) ( )n10 xf,,xf,xf K . Se consideră funcţii de interpolare spline cubice, locale pe subintervalele: [ ] [ ] [ ] [ ]n1n1ii2110 x,x,,x,x,,x,x,x,x −+ KK de forma: ( ) ( ) ( ) ( )3i

i3

2i

i2i

i1

i0i xxcxxcxxccxS −⋅+−⋅+−⋅+= (5.12)

Pentru mărirea preciziei de calcul şi pentru obţinerea unor coeficienţi polinomiali cu ordin asemănător de mărime se foloseşte forma normată:

3

N

ii3

2

N

ii2

N

ii1

i0i x

xxcx

xxcx

xxcc)x(S ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ −⋅+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ −⋅+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ −⋅+= (5.13)

Cei 4 coeficienţi ai funcţiilor spline cubice se determină impunând: • 2 condiţii de valori:

( ) ( )

( ) ( ) n0icuxfxSxfxS

1ii1i

iii K===

++ (5.14)

•2 condiţii de racordare (continuitatea şi derivabilitatea funcţiilor de interpolare vecine în punctele interioare):

( ) ( )

( ) ( ) 2n0icuxSxSx'Sx'S

1i'

1i1i'i

i1i1i −===

+++

+ K (5.15)

Evaluarea caracteristicii necesare. De multe ori însă în activitatea de proiectare nu este cunoscută caracteristica experimentală. În acest caz se determină puterea şi momentul maxim şi turaţiile corespunzătoare lor. Pentru motoarele existente aceste date se indică de constructor. Dacă un motor existent nu satisface condiţiile dinamice ale automobilului proiectat se determină puterea maximă iar celelalte date se aleg în funcţie de recomandările literaturii de specialitate. În concluzie, pentru evaluarea unei caracteristici ce nu poate fi determinată pe stand este necesar să se cunoască cel puţin Pmax/nP şi Mmax/nM (pentru m.a.s.) şi Pr/nr (pentru m.a.c.). Pentru motorul cu aprindere prin scânteie (figura 5.2.a) se pot scrie patru ecuaţii:


69

⎪⎩

⎪⎨⎧

=

=

=

=

0PPP

'nn

maxnn

P

P şi ⎪⎩

⎪⎨⎧

=

=

=

=

0MMM

'nn

maxnn

M

M (5.16)

Puterea şi momentul fiind strict dependente ω⋅= MP cele patru condiţii sugerează că puterea motorului cu aprindere prin scânteie poate fi evaluată printr-un polinom complet de gradul 3. ( ) 32 ndncnbanP ⋅+⋅+⋅+= (5.17) Pentru că turaţia n are ordinul de mărime în jur de 103 se preferă forma normată:

( )⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅γ+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅β+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅α+δ⋅=

3

P

2

PPmax n

nnn

nnPnP (5.18)

Pentru rezolvare se introduc două noi mărimi raportate:

⎪⎪⎩

⎪⎪⎨

⎧

=

=.s.a.mpentru

MM

c

nnc

P

maxa

P

Me

respectiv,

⎪⎪⎩

⎪⎪⎨

⎧

=

=.c.a.mpentru

MMc

nnc

r

maxa

r

Me

(5.19)

unde: ce se numeşte coeficientul de elasticitate iar ca se numeşte coeficientul de adaptabilitate, rezultând sistemul general:

⎪⎪⎩

⎪⎪⎨

⎧

=γ⋅⋅+β⋅+δ−⋅=γ⋅+β⋅+α⋅+δ

=γ⋅+β⋅+α=γ+β+α+δ

0c2cccccc

0321

3e

2e

ea3e

2ee

(5.20)

a cărui soluţie analitică este:

( ) ( )[ ]( ) ( )

( ) ( )3

e2

a23

a

3e

2a

23

e2

a2

BAAcA2cA2B

1

BcA2

BAcA2cA2B

BAA3cA42cAB2

⋅

−−⋅−⋅⋅++=δ

⋅−=γ

⋅

−⋅−⋅⋅+=β

⋅

⋅−−⋅⋅−⋅+⋅=α

(5.21)

unde A=ce+1; B=ce-1. În literatura de specialitate se preferă pentru evaluarea analitică a caracteristicii exterioare polinomul incomplet de gradul 3 de forma:

( )⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅=

3

P

2

PPmax n

nγnnβ

nnαPnP (5.22)

ai cărui coeficienţi sunt de forma:


70

( )

( )

( )e

e

e

e

e

c121γ

c12c2β

c12c43

α

−⋅−=

−⋅⋅

=

−⋅⋅−

=

(5.23)

în acest caz coeficientul de adaptabilitate nu mai este un parametru independent ci este definit ca o funcţie de coeficientul de elasticitate astfel:

( ) 2c3

c123c4c

c e

e

e2e

a−

=−⋅

+⋅−= (5.24)

Dependenţa lui ca de ce face ca momentul maxim Mmax obţinut la evaluarea cu forma polinomială redusă (rel.5.18) să fie puţin diferit de valorile indicate. Evaluarea este satisfăcătoare, abaterile fiind de maximum 5%. Folosirea coeficienţilor polinomiali ai m.a.s. pentru evaluarea caracteristicii exterioare a motorului cu aprindere prin comprimare dă rezultate eronate, deoarece, din sistemul general lipseşte ecuaţia corespunzătoare condiţiei de putere maximă şi aşa cum rezultă din figura 5.2.b la aceste motoare din cauza limitatorului de turaţie curba puterii nu ajunge la valoarea de extrem 0P'

nn P== ca în

cazul m.a.s. Sistemul devine:

⎪⎩

⎪⎨

⎧

=⋅⋅+=⋅+⋅+

=++

0γc2β0γcβcα

1γβα

e

2ee (5.25)

cu soluţia:

( )( )

( )( )

( )2e

a

2e

ae

2e

ea2e

1c1cγ

1c1cc2β

1c1c2ccα

−

−=

−

−⋅⋅=

−

−⋅⋅−=

(5.26)

Cunoscând puterea în funcţie de turaţia motorului, momentul motor se determină cu relaţia:

30

nπωundeωPM ⋅

== (5.27)

Pentru completarea caracteristicii exterioare cu curba consumului specific de comnustibil se propune utilizarea realţiei:

⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅+−⋅=

2

PPepe n

n8,0nn2,1cc (5.28)

Evaluările caracteristicii exterioare cu polinoame de gradul 3 (cu trei sau patru coeficienţi) pot fi considerate ca forme “spline” de ordinul 3 particulare. Ecuaţiile (5.18) şi (5.22) sunt particularităţi ale polinomului “spline” dat de ecuaţia (5.12) în


71

care domeniul [ ]b,a este format dintr-un singur interval (xi=0; xn=nP). Acest mod de tratare generat simplifică modelul de calcul şi forma de traducere a datelor. 5.2.3. Calcul caracteristicii exterioare necesare

Din relaţiile (5.22) şi (5.28) se observă că pentru calcul caracteristicii exterioare sunt necesare:

− cunoaşterea coeficienţilor polinomiali α, β, γ care sunt funcţii definite de coeficientul de elasticitate ce pentru M.A.S., respectiv coeficientul de elasticitate ce şi coeficientul de adaptabilitate ca pentru M.A.C. (5.23) şi (5.26);

− cunoaşterea turaţiei de putere maximă nP; − cunoaşterea unui punct de funcţionare a motorului (P,n) .

Pentru predimensionarea motorului se au în vedere parametrii respectivi ai motoarelor automobilelor similare cuprinse în studiul soluţiilor similare sau valorile medii ale parametrilor motoarelor actuale. În tabelele 5.2, 5.3,5.4, 5.5, 5.6. sunt cuprinse intervale de valori uzuale la motoarele actuale.

Tabelul 5.2. Valori recomandate pentru coeficienţii de elasticitate (ce) şi adaptabilitate (ca) Tipul motorului PMe nnc = Pmaxa MMc =

M.A.S. 0,45…0.65 1,10…1,25 M.A.C. 0,55…0,75 1,05…1,15

Tabelul 5.3. Turaţii caracteristice ale motoarelor de automobile

Tipul motorului Destinaţia 0n Pn Pm nn autoturisme 700-900 5000-6000 1,05…1,15

autoturisme sport - 6000-7000 1,10…1,20 M.A.S. autocamioane autobuze 300-600 3500-5000 1,05…1,10

autoturisme 700-900 4000-5000 1,10 M.A.C. autocamioane

autobuze 350-700 2000-4000 1,10

Tabelul 5.4. Valori pentru mărimi caracteristice ale motoarelor de autoturisme

Tipul motorului

Destinaţia

p

max

MM

M

P

nn

max

0

MM

p

m

nn

0

m

nn

autoturisme 1,15 1,70 0,74 1,09 5,7 M.A.S. autoturisme sport 1,06 1,37 - - - autoturisme 1,22 1,75 0,74 - 5,0 M.A.C. autocamioane 1,18 1,59 0,91 - 2,6

Tabelul 5.5.Valori ale consumului specific de combustibil la putere maximă

Tipul motorului Destinaţia kWgcPe

autoturisme 280…350 autoturisme sport 310…340 M.A.S.

autocamioane, autobuze 300…470


72

Tipul motorului Destinaţia kWgcPe

autoturisme 220…340 M.A.C. autocamioane, autobuze -

Tabelul 5.6. Valori medii ale coeficienţilor α, β, γ Valoarea coeficientului Tipul motorului

α β γ Motor cu aprindere prin scâteie 1,0 1,0 1,0

Motor cu aprindere prin comprimare în doi timpi 0,87 1,13 1 Motor cu aprindere prin comprimare în patru timpi 0,53 1,56 1,09

Din definirea condiţiilor de autopropulsare deplasarea cu viteza maximă presupune dezvolatarea la roată a unei forţe

maxRF . Din definirea puterii ca produs intre forţă şi viteză realizarea performanţelor de viteză maximă, în condiţiile prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:

t

maxRv η1000

vFP maxv

max ⋅

⋅= (5.29)

unde: •

maxvP este puterea necesară pentru atingerea vitezei maxime de deplasare;

• maxvRF este forţa la roată la viteza maximă;

• tη este randamentul transmisiei. sau, prin explicitarea analitică a forţei la roată:

t

3maxxaermaxa

v η1000

vAcρ21vfG

Pmax ⋅

⋅⋅⋅⋅+⋅⋅= (5.30)

Punând condiţia ca puterea la viteza maximă să corespundă punctului de turaţie maximă de funcţionare a motorului se obţine, cu ajutorul relaţiei (5.18), pentru puterea maximă a motorului următoarea expresie:

3

P

m2

P

m

P

m

vmax

nnγ

nnβ

nnα

PP max

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅+⋅

= (5.31)

Pentru calcul în proiect a caracteristicii exterioare a motorului datele cunoscute se vor înscrie în talelele 5.7, 5.8, 5.9

Tabelul 5.7. Valori ale turaţiilor semnificative ale motorului Turaţia n0 nM nce nP nmax

Valoarea

Tablelul 5.8. Valori ale coeficienţilor caracteristici ai motorului Coeficientul ce ca α β γ Valoarea


73

Tabelul 5.9. Valori pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului Turaţia P M ce

n0 P0 M0 c0

… … … … nM PM Mmax … … … … … nce … …. ce min

… …. …. … nP Pmax MP ceP

… …. … … nm Pm Mm …

Obs. În cazul în care prin tema de proiectare se impune tipul motorului ce echipează autoturismul, funcţie de modul de definire a motorului prin date experimentale sau prin date de performanţă se procedează după indicaţiile de la paragraful 5.2.2.

În cazul în care prin tema de proiect sunt precizate atât tipul motorului cât şi puterea maximă a acestuia după determinarea valorilor turaţiilor semificative ale motorului şi a coeficienţilor caracteristici ai motorului precum şi după trasarea caracteristicii exterioare a motorului este necesară determinarea vitezei maxime de deplasare a autovehiculului. Pentru aceasta se va utiliza relaţia (5.30) scrisă sub formă:

0η1000PvAcρ21vfG tv

3maxxaermaxa max

=⋅⋅−⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ⋅⋅⋅⋅+⋅⋅ (5.32)

şi prin a cărei rezolvare se determină valoarea vitezei maxime de deplasare a autovehiculului. 5.4. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei. Funcţionarea automobilului în condiţii normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistenţelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiţii rezultă că la roţile motoare ale automobilului necesarul de forţă de tracţiune şi de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici, transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp. Delimitarea unui asemenea câmp de caracteristici este realizată raţional în următoarele condiţii:

a) motorul să echilibreze prin condiţiile proprii întreaga gamă de rezistenţe. Acest lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare. Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime, se obţine caracteristica ideală de tracţiune dată de relaţia:

.ctPvFmaxRR ==⋅ [kW] (5.33)

unde: RF este forţa la roată; v este viteza de deplasare;


74

maxRP este puterea maximă la roată.

b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:

maxv

max

R

Rmax F

Pv = [m/s] (5.34)

unde: maxvRF este forţa la roată necesară deplasării cu viteza maximă de

performanţă. c) Când v → 0 rezultă din relaţia (5.34) o forţă la roată infinită. Ca urmare, la

viteze mici, limita este dată de aderenţa roţilor cu calea: adRR GFF

max⋅ϕ=≤

Cu cele trei limite câmpul de ofertă are forma din figura 5.3: Urmărirea conturului 1 - 2 - 3 - 4 se obţine printr-o transmisie continuă într-o valoare maximă dată de condiţia de forţă la roată limitată de aderenţă şi una maximă dată de condiţia de viteză maximă. La transmisiile în trepte, pentru a acoperi câmpurile de ofertă în transmisie, sunt realizate mai multe rapoarte de transmitere. Determinarea rapoartelor de transmitere presupune formularea condiţiilor de deplasare.

a) b)

Fig. 5.3. Câmpul de ofertă. a) câmpul de ofertă pentru forţa la roată;

b) câmpul de ofertă pentru puterea la roată. 5.4.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei. Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere, obţinut când este cuplată prima treaptă de viteză în cutia de viteze se pot formula ca performanţe dinamice independente sau simultane următoarele: -panta maximă sau rezistenţa specifică a căii; -acceleraţia maximă de pornire din loc. Performanţele date prin forţele la roată necesare pot fi formulate ca valori maxime când forţele la roată oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul funcţionează la turaţia momentului maxim iar în transmisie este cuplat cel mai mare raport de transmitere, respectiv:


75

0CVt iii1max

⋅= (5.35) la automobilele cu o punte motoare, şi 0RCVt iiii

1max⋅⋅= (5.36)

la automobilele cu tracţiune integrală, unde:

1CVi este raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze;

0i este raportul de transmitere al transmisiei principale; Ri este raportul de transmitere al reductor-distribuitorului. Din condiţia de autopropulsare:

d

ttmaxR r

ηiMF max

max

⋅⋅= (5.37)

se obţine:

tmax

dRt M

rFi max

max η⋅⋅

= (5.38)

Pentru ca forţa la roată necesară să fie situată în domeniul de ofertă trebuie ca ea să nu depăşească valoarea aderenţei pentru condiţia specifică de deplasare: adR GF

max⋅ϕ≤ (5.39)

sau

add

ttmax GriM

max ⋅ϕ≤η⋅⋅

(5.40)

de unde:

tmax

dadt M

rGi

max η⋅⋅⋅ϕ

≤ (5.41)

Funcţie de modul de organizare generală a transmisiei şi de parametrii constructivi ai automobilului, greutatea aderentă are valorile:

− pentru automobile 4 x 2 cu puntea motoare în faţă:

LbGmG a1ad ⋅⋅= (5.42)

unde m1 este coeficientul de încărcare dinamică în regim de demarare la limita de aderenţă pentru puntea faţă dat de relaţia:

ϕ⋅+

α=ϕ

Lh

1

cosmg

1 (5.43)

− pentru automobile 4 x 2 cu puntea motoare în spate:

LaGmG a2ad ⋅⋅= (5.44)

unde m2 este coeficientul de încărcare dinamică în regim de demarare la limita de aderenţă pentru puntea spate dat de relaţia:


76

ϕ⋅−

α=ϕ

Lh

1

cosmg

2 (5.45)

− pentru automobile 4 x 4 α⋅= cosGG aad (5.46)

Obs. În cazul autoturismelor 4 x 4 cu roţi cuplate prin reductor-distribuitor se defineşte un raport de transmitere maxim al transmisiei cu reductor-distribuitorul cuplat în treaptă reducătoare

Rmaxti şi un raport în cazul utilizării cu

o singură punte motoare maxti .

Tracţiunea 4 x 4 cu treaptă reducătoare se consideră raţională măririi capacităţii de trecere până la limita abordării unor pante de 33…35°, când raportul de transmitere necesar este:

tmax

dRmaxat M

rGi

max η⋅

⋅ψ⋅= (5.47)

unde maxRmaxRRmax sincosf α+α⋅=ψ . În cel de-al doilea caz, cu o singură punte motoare normală capacitatea dinamică de trecere trebuie să fie la limita automobilului cu capacitatea normală de trecere. În acest caz

maxti se determină cu relaţiile (5.38) şi (5.41).

Raportul Rt

ti

i

i

max

Rmax = este raportul necesar în treapta reducătoare a reductor-

distribuitorului. 5.4.2. Limitarea de către aderenţă a valorii maxime a raportului de transmitere. În cadrul capitolul 3 s-a determinat ecuaţia generală de mişcare a autovehiculului şi au fost identificate trei cazuri particulare de deplasare a autovehiculului, respectiv:

1. Deplasarea cu viteză maximă – (valoarea minină a raportului de transmitere al transmisiei se determină din condiţia deplasării autovehiculului cu viteza maximă);

2. Deplasarea pe calea cu înclinare longitudinală maximă sau pe cale cu rezistenţă specifică maximă – (această regim de deplasare este utilizat pentru determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei);

Ecuaţia generală de mişcare a autovehiculului capătă forma: maxaR GF

maxψ⋅=

3. Pornirea de pe loc cu acceleraţia maximă – (acest regim de deplasare este utilizat pentru determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei); Ecuaţia generală de mişcare a autovehiculului capătă forma:


77

max1

1aaR dtdvmfGF

max1a⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⋅δ⋅+⋅= .

În cadrul capitoului 4 s-au stabilit valorile maxime ale reacţiunilor tangenţiale X ale roţilor motoare (în regimul demarării) ca fiind egale cu reacţiunile normale la limita de aderenţă înmulţite cu limita de aderenţă. De altfel această verificare este făcută cu ajutorul relaţiilor (5.39)…(5.41). Aceste relaţii dovedesc faptul că valoarea maximă (maximum maximorum) a raportului de trasnmitere este întotdeauna cea care este determinată din condiţia de aderentă. Este posibil ca în anumite situaţii valoarea determinată din condiţia deplasării pe cel mai greu drum să fie cea care va fi utilizată pentru efectuarea calculelor ulterioare deoarece utilizarea unui raport de transmitere maxim la limita de aderentă ar determina dimensiuni de gabarit ale transmisiei foarte mari şi în plus dinamicitatea sporită nu este o calitate a acestor autovehicule (autocamioane, autobuze, autovehicule destinate transportului de mărfuri). În cazul autoturismelor se dovedeşte mai judicioasă alegerea ca valoarea maximă a raportului de transmitere pe cea determinată din condiţia atingerii la plecarea de pe loc a limitei de aderenţă.

Această condiţie este valabilă şi pentru autoturismele proiectate să se deplaseze pe căi cu înclinare longitudinală nenulă.

În figura 5.4 sunt figurate rezistenţa totală a drumului (pentru mai multe valori ale coeficientului rezistenţei la rulare, valoare considerată constantă datorită faptului că deplasarea pe astfel de drumuri se face cu viteze mici) şi limita de aderenţă în cazul unui autovehicul echipat cu tracţiune 4 x 4 (specific acestei tracţiuni este faptul că aad GG ⋅ϕ= ).

Figura 5.4. Rezistenţa toatală a drumului vs. limita de aderenţă

Aceast raţionament este corect şi în cazul unor căi de deplasare a căror calitate nu este foarte bună (creşte coeficientul rezistenţei la rulare şi scade coeficientul de aderenţă)


78

Figura 5.5. Rezistenţa toatală a drumului vs. limita de aderenţă Astfel apare o limitare a valorii pantei maxime care poate fi urcată de un astfel de autovehicul. În figura 5.6. sunt prezentate valorile limită ale pantelor care pot fi urcate de un autoturism pentru valori diferite ale coeficientului de aderentă.

Fig.5.6. Determinarea unghilui maxim al înclinarii longitudinale din condiţia deplasării la limita de aderentă

În prezent automobilele echipate cu tracţiune integrală permanentă sunt caraterizate de performanţe dinamice foarte bune astfel că alegerea ca valoare


79

maximă a raportului de transmitere determinat din condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţă este justificată.

Un caz particular al acestei situaţii este când pentru deplasarea pe un drum cu rezistenţă specifică mare se utilizeaza tracţiunea integrală şi când pentru deplasarea de drum cu înclinare longitudinală nulă se utilizează tracţiunea pe o singură punte (de regulă puntea spate). Pentru exemplificare se consideră au autoturism organizat cu puntea motoare în spate, echipat cu un motor a cărui putere maximă este de 100 kW la turaţia specifică de 5500 rot/min. Momentul maxim cu valoare Mmax=213,034 N.m este atins la turaţia de 3500 rot/min iar viteza maximă de 150 km/h este realizată la turaţia de 5700 rot/min. În plus se mai definesc mărimile raportate 5,0La = şi

225,0Lhg = , valoarea coeficientului de aderenţă 75,0=ϕ respectiv valoarea

coeficientului rezistenţei la rulare 03,0f = . Valoarea maximă a pantei care poate fi urcată de acest autovehicul este o35=α . Raza de rulare a roţii are valoarea

35,0rr = m; rd rr ≈ . Relaţiile pentru determinarea valorilor maxime ale raportelor de transmitere sunt:

a) Plecarea de pe loc la limita de aderenţă:

4375,1590,0084,213

35,01127875,0M

rZi

tmax

d2t maxmax

=⋅

⋅⋅=

η⋅⋅⋅ϕ

=ϕ (5.48)

b) Deplsarea pe drumul cu rezistenţa specifică maximă:

( )

( ) 2914,2790,0084,213

35,035sin35cos03,025000

MrsincosfG

itmax

dat maxmax

=⋅

⋅+⋅⋅=

=η⋅

⋅α+α⋅⋅=α

oo (5.49)

în acest caz se face verificarea dă deplasarea pe acest drum poate fi făcută fără a se depăşi limita de aderenţă.

8649,2990,0084,213

35,035cos2500075,0M

rcosGi

tmax

da,t maxmaxmax

=⋅

⋅⋅⋅=

η⋅⋅α⋅⋅ϕ

=ϕα

o

.

(5.50) Se verifică dacă

maxmaxmaxmax t,t ii αϕα ≥ . În aceste situaţii automobilele sunt echipate cu sisteme suplimentare de mărire a capacităţii de trecere numite reductoare. Din cele două condiţii, aceea de plecare de pe loc la limita de aderenţă (5.48) şi cea a deplasării de drumul cu rezistenţa specifică maximă se poate determina valoarea de transmitere a reductorului:

9,14375,152914,27

ii

imaxmax

maxmax

t

tR ===

ϕ

α (5.51)

Obs. Pentru situaţia în care automobilul este echipat cu reductor ditribuitor valoarea raportului de transmitere pentru treapta redusă (treapta a II-a) se alege în intervalul de valori 8,28,1 K . Treapta I are în general un raport de


80

transmitere egal cu unitatea dar se pot alege şi valori cuprinse în intervalul 25,115,1 K . Această alagere este justificată de obţinerea unor dimensiuni mai

reduse ale angrenjelor de roţi dinţate din cutia de viteze. În cazul alegerii pentru prima treapă a reductorului a unui raport supraunitar trebuie revizuit raportul de transmitere al celei de-a doua trepte a reductorului astfel ca deplasarea pe panta cu rezistenţa specifică maximă să fie posibilă. Prin alegerea pentru prima treaptă a unui raport de transmitere supraunitar valoarea raportului de trasnmitere al primei trepte al cutiei de viteze se micşorează.

oR

tcv ii

ii

I

maxmsx

1 ⋅= ϕ

astfel că pentru treapta a doua a raportului de trasmitere se calculează o nouă valoare:

maxmax

Imaxmax

IIt

RtR i

iii

ϕ

α ⋅= (5.52)

5.4.3. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei. Valoarea minimă a raportului de transmitere al transmisiei este determinată din condiţia cinematică de realizare a vitezei maxime de performanţă când motorul funcţionează la turaţia maximă:

max

mrt v

nr30

imin

⋅⋅π

= (5.53)

5.4.4. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi a mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei. În absenţa altor condiţii de dimensionare a transmisiei, valoarea minimă se consideră realizată printr-o cutie de viteze având treapta finală cu raport de priză directă ( 1in = ).

În acest caz 0t iimin

= de unde rezultă min

max

1t

tCV i

ii = .

In cazul etajării cutiei în progresie geometrică, între valoarea maximă şi minimă în cutia de viteze sunt necesare n trepte date de relaţia:

M

max

CVI

nn

log

ilog1n +≥ (5.54)

determinată din condiţia demarajului în domeniul de stabilitate al motorului. Fiind determinat numărul de trepte şi ţinând seama că in=1, raportul de transmitere într-o treaptă K este dat de relaţia:

1n kncvCV 1kii − −= (5.55)


81

5.4.5. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei necesare realizării performanţelor de viteze în zone de turaţie ale motorului caracterizate de funcţionare economicoasă. Funcţie de tipul şi destinaţia automobilului, acesta este utilizat cu preponderenţă la anumite viteze medii de mers. S-au denumit viteze medii de mers, media vitezelor stabilizate de deplasare într-un anumit regim, deci fără considerarea opririlor şi a regimurilor tranzitorii. Astfel de viteze mici, corespunzătoare regimurilor urbane de deplasare se numesc viteze urbane medii ( umv ), iar cele mari viteze intermediare medii ( imv ). Funcţionarea economicoasă a automobilului presupune ca la astfel de regimuri de deplasare motorul să funcţioneze în zone cu consum favorabil, respectiv la o turaţie medie economică ecn . Cinematic, funcţionarea automobilului cu cutia de viteze în trepte este asigurată în condiţiile de mai sus dacă în transmisie se realizează rapoartele:

− pentru viteza urbană medie:

rum

ecut r

vn

30i ⋅⋅

π= (5.56)

− pentru viteza interurbană medie

rim

eciut r

vn

30i ⋅⋅

π= (5.57)

La majoritatea autovehiculelor rapoartele:

max

ec

nn

; um

max

vv

; um

max

vv

sunt în limitele 6,04,0nn

max

ec K= ;

4,03,0vv

um

max K= ; 9,07,0v

v

im

max K= .

Rezultă de aici că 1iiucv < şi 1i

ucv > , adică condiţiile interurbane sunt de regulă îndeplinite într-o treaptă subunitară a cutiei de viteze, iar condiţiile urbane într-o treaptă supraunitară. Considerând raţională realizarea vitezei maxime în treapta de priză directă a cutiei de viteze, deci 1i

ucv = , mint0 ii = atunci, în cutia de viteze sunt necesare

rapoartele:

1ii

i0

tCV

uu

>= (5.58)

şi

1ii

i0

tCV

iuiu

<= (5.59)

care asigură deplasarea urbană şi respectiv interurbană în condiţii de economicitate sporită. Dacă 9,0i

iuCV > , introducerea unei trepte suplimentare faţă de etajarea în progresie geoemtrică nu este raţională, condiţia de economicitate urmând a fi realizată în ultima treaptă a cutiei de viteze:


82

iun CVCV ii = (5.60)

Dacă 9,0iiuCV < se introduce o treaptă suplimentară (n+1) cu valoare calculată

iCVi . Această a “n+1”–a treaptă nu este considerată în performaţele dinamice, deoarece, datorită alungirii curbei puterii, puterile disponibile sunt relativ scăzute, deci performanţele automobilului sunt influenţate negativ. Ea reprezintă o treaptă economică utilizată la deplasarea cu viteze constante mari, oferind totodată şi posibilitatea unor uşoare demaraje sau abordarea unor pante mici. Dacă s-au formulat condiţii de mers urban, se obţine de regulă necesar un raport în cutia de viteze supraunitar, în jurul ultimelor valori ale raportelor de transmitere ale cutiei de viteze etajate în progresie geometrică. Ca valori uzuale penultima treaptă a cutiei de viteze are raportul în limitele:

3,15,1i1nCV K=

−, media dintre ultimele două trepte va avea astfel valoarea

15,125,1im K= . Dacă pentru raportul necesar este îndeplinită condiţia mCV ii < se consideră suficientă ultima treaptă a cutiei de viteze. Dacă mCV ii

n> atunci se

atribuie ultimei trepte a cutiei de viteze valoarea raportului necesar de mers urban n1n CVCV ii =

−.

În cazul în care nu se dispune de date experimentale pentru definirea zonelor de funcţionare economicoasă a motorului se apreciază turaţia economică în limitele intervalului: ( ) maxec n6,04,0n ⋅= K (5.61)

Tabelul 5.10. Timpul relativ de utilizare a treptelor de viteză Timpul de utilizare a treptelor de viteză [%] Condiţii de

deplasare Tipul automobilului

1 2 3 4 Suprapriză

Timpul de deplasare prin inerţie

Autoturisme 3 10 50 10 - 27 Autobuze 0,5 6,5 23 50 - 20 Deplasări urbane

Autocamioane 0,5 4,5 10 25 25 25 Autoturisme 2 8 15 30 35 10

Autobuze 0,5 2,5 7 75 - 15 Deplasări interurbane Autocamioane 1 3 30 30 20 16

5.5. Exemplu de calcul Tema de proiect: pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizină la care se cunosc caracteristicile hkm185vmax = să se efectueze studiul dinamic. Calcul de tracţiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului şi transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite în exemplele ce însoţesc capitolele 1 şi 2 şi în condiţiile precizate în capitolul 3 să fie capabil să realizeze performanţele impuse în tema de proiectare sau a performanţelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.


83

Studiul soluţiilor similare oferă informaţii legate de tipul motorului utilizat precum şi informaţii legate de modalitatea de amplasare a transmisiei pentru determinarea randamentului acesteia. Astfel pentru autovehiculul de proiectat cu grupul motopropulsor dispus în faţă – transversal valoarea calculată a randamentului transmisiei este: 92,098,094,00CVt =⋅=η⋅η=η . Pentru motorul autovehiculului s-au ales valorile mărimilor specifice prezentate în tabelele Ex.5.1, Ex.5.2.

Tabelul Ex.5.1. Valori ale turaţiilor semnificative ale motorului Turaţia n0 nM nce NP nmax

Valoarea 800 3300 3450 5500 6000

Tablelul Ex.5.2. Valori ale coeficienţilor caracteristici ai motorului Coeficientul ce ca α β γ Valoarea 0,6 1,2 0,75 1,5 -1,25

Puterea necesară deplasării cu viteza maximă se determină cu ajutorul relaţiei (5.30) astfel:

kW01,7592,01000

6,318582,135,0225,1

21

6,31850192,016250

1000

vAc21vfG

P

3t

3maxxaermaxa

vmax

=⋅

⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛⋅⋅⋅⋅+⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛⋅⋅=

=η⋅

⋅⋅⋅ρ⋅+⋅⋅=

Acum se poate calcula puterea maximă a motorului cu ajutorul relaţiei (5.31)

kW50,76

5500600025,1

550060005,1

5500600075,0

01,75nn

nn

nn

PP

32

3

P

m2

P

m

P

m

vmax

max

=

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⋅−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛⋅+⋅

=

=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅γ+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅β+⋅α

=

Pentru calcularea momentului motor şi a consumului specific de combustibil se vor utiliza relaţiile (5.27) şi (5.28). În tabelul Ex.5.3. sunt trecute valorile necesare pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului.

Tabelul Ex.5.3. Valori pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului n [rot/min] P [kW] M [Nm] ce [g/kWh] observaţii

800 10.48 125.09 300.01 turaţia de mers în gol 1200 16.99 135.19 285.57

1600 24.05 143.54 273.50 2000 31.44 150.12 263.80


84

n [rot/min] P [kW] M [Nm] ce [g/kWh] observaţii 2400 38.94 154.95 256.47

2800 46.33 158.03 251.51 3200 53.39 159.34 248.92 3300 55.08 159.40 248.64 turaţia de moment maxim 3400 56.73 159.34 248.51 3450 57.54 159.27 248.50 turaţia de consum minim 3800 62.88 158.03 249.47 4200 68.15 154.95 252.81 4600 72.31 150.12 258.51 5000 75.15 143.54 266.58 5400 76.44 135.19 277.02 5500 76.50 132.83 280.00 turaţia de putere maximă

5800 75.97 125.09 289.83 6000 75.01 119.38 297.12 turaţia maximă de funcţionare

Diagrame caracteristice ale motorului (capacteristica exterioară însoţită de caracteristicile parţiale) sunt prezentate în figurile 5.4, 5.5., 5.6

Fig.5.7. Caracteristica puterilor

Fig.5.8. Caracteristica momentului motor


85

Pentru determinarea valorii maxime a raportului de transmitere se pune condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţă. Astfel:

91,1292,040,159

31,076208,0M

rGM

rFi

tmax

dad

tmax

dRt

max

max=

⋅⋅⋅

=η⋅⋅⋅ϕ

=η⋅

⋅=

Determinarea valorii minime a raportului de transmitere se face respencându-se condiţia de deplasare cu viteza maximă (impusă prin tema) în situaţia funcţionării motorului cu turaţia maximă.

80,3

6,31856000311,0

30vnr

30i

max

mrtmin

=⋅⋅π

=⋅⋅π

=

Numărul de trepte minim necesar este:

04,3

33006000log

40,3log1

nnlog

ilog1n

M

m

CVI =+=+≥

Se adoptă pentru demaraj 4 (patru) trepte plus o a cincea treaptă pentru deplasarea interurbană într-un regim economicos de funcţionare a motorului.

Tabelul Ex.5.4. Valorile calculate al rapoartelor de transmitere din cutia de viteze Treapta de viteză Valoarea raportului Relaţia de calcul

Tr. I 3,40 min

max

1t

tCV i

ii =

Tr. II 2,26 3 2CVCV 12ii =

Tr. III 1,50 3 1CVCV 12ii =

Tr. IV (priza directă) 1,00 -

Tr. V (treapa economică) 0,89 rim

ec

tCV r

vn

30i1imin

iu⋅⋅

π⋅=

Cu ajutorul acestor mărimi se trasează diagrama fierăstrau (fig.5.10.)

Fig.5.9. Caracteristica consmului specific de combustibil


86

Fig.5.10. Diagrama fierăstrau

6

STUDIUL ŞI DETERMINAREA PERFORMANŢELOR DINAMICE DE TRECERE ŞI DEMARARE ALE AUTOVEHICULELOR

Performanţele reprezintă posibilităţile maxime ale autovehiculului în privinţa vitezei, demarajului şi capacităţii de frânare, precum şi indicii de apreciere a acestora. Determinarea performanţelor autovehiculelor este necesară pentru stabilirea şi cercetarea calităţilor dinamice, în cazul autovehiculelor nou proiectate, sau pentru studierea comportării lor în exploatare. Studiul performanţelor autovehiculelor se face cu ajutorul bilanţului de tracţiune, bilanţului de putere şi ecuaţiei generale de mişcare, pe baza căreia se obţin parametrii şi indicii caracteristici deplasării cu regim tranzitoriu de accelerare sau de frânare. 6.1. Performanţele dinamice Performanţele dinamice cuprind acele performanţe ce caracterizează capacitatea de autopropulsare a autovehiculului. Studiul acestor performanţe se face utilizând:

− caracteristica de tracţiune (sau caracteristica forţei la roată) − caracteristica puterilor; − caracteristica dinamică.

6.1.1. Caracteristica de tracţiune Caracteristica de tracţiune sau caracteristica forţei la roată reprezintă curbele de variaţie ale forţei la roată în funcţie de viteza de deplasare a autovehiculului

( )vfFR = pentru fiecare treaptă a cutiei de viteze utilizată. Construirea caracteristicii forţei la roată se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului pornind de la curba puterii sau momentului utilizând relaţiile:

k

tR v

PF

k

η⋅= (6.1)

sau

d

ttR r

iMF k

k

η⋅⋅= (6.2)

unde: M este momentul motor; tki este raportul de transmitere al transmisiei, când este cuplată treapta k de viteză cu raportul

kCVi ;


88

tη este randamentul transmisiei; dr raza dinamică a roţii. Viteza de deplasare a autovehiculului se calculează cu relaţia:

kt

k i1

30nv ⋅

⋅π= (6.3)

unde n este turaţia motorului corespunzătoare coordonatelor P sau M din caracteristica exterioară a motorului. Forma caracteristicii forţei la roată este prezentată în figura 6.1.

Fig.6.1.Caracteristica forţei la roată

Pentru studiul performanţelor automobilului la deplasarea pe un anumit drum, caracterizat de o înclinare longitudinală α şi un coeficient de rezistenţă la rulare f caracteristica se completează şi cu bilanţul de tracţiune dat de relaţia: dparR RRRRF +++= (6.4) Pentru o treaptă a cutiei de viteze reprezentarea grafică a relaţiei (6.4) este prezentată în figura 6.2. Variaţia parabolică a forţei la roată este determinată de caracterul variaţiei momentului motorului în funcţie de turaţie. Pentru această reprezentare coeficientul rezistenţei este considerat constant (pentru viteze uzuale de deplasare) şi de aceea rezistenţa la rulare rR este reprezentată printr-o dreaptă orizontală, paralelă cu axa absciselor. Rezistenţa la urcarea pantelor nu depinde de viteză, deci se reprezintă tot printr-o dreaptă paralelă cu axa absciselor. Rezistenţa aerului aR se reprezintă printr-o curbă de gradul doi. La o viteză v oarecare segmentele marcate pe diagrama din figura 6.2. sunt proporţionale cu următoarele forţe:

− rRab ≈ - rezistenţa la rulare;

Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor

89

− pRbc ≈ - rezistenţa la pantă ( Ψ≈ Rac rezistenţa totală a drumului cu resitenţa specifică α+α⋅=Ψ sincosf )

− aRcd = - rezistenţa aerului;

− RFae = - forţa la roată.

Fig.6.2.Caracteristica forţei la roată pentru o treaptă a cutiei de viteze Deoarece forţa la roată RF echilibrează totdeauna suma forţelor de rezistenţă inseamnă că: ( ) dRcdbcabaede ≈++−= - rezistenţa la demarare.

Punctul f unde 0de = caracterizează regimul la care autovehiculul trece de la o mişcare accelerată la una uniformă, a cărei acceleraţie este egală cu zero. Rezultă că abscisa punctului f determină viteza maximă pe cale cu rezistenţă specifică Ψ . Pentru rezolvarea problemelor legate de dinamicitatea automobilului se propune reprezentarea bilanţului de tracţiune dat de relaţia (6.4) sub forma: dpraR RRRRF ++=− (6.5) sau

dtdv

gG

sinGcosfGvAc21F a

aa2

xR ⋅⋅δ+α⋅+α⋅⋅=⋅⋅⋅ρ⋅− (6.6)

deci în partea stângă se află numai termenii care nu depind de greutatea automobilului. Partea din stânga a acestei relaţii reprezintă forţa disponibilă sau excedentară

exF care poate fi folosită la învingerea rezistenţei drumului şi la accelerarea autovehiculului.


90

Reprezentarea grafică a relatiei (6.6) este cuprinsă în figura 6.3. Pe diagrama din figura 6.3 se trasează întâi curba ( )vfFR = si apoi de la această curbă în jos se trasează segmentele corespunzătoare cu aR la viteza v. Prin extremităţile punctelor α se trasează o curbă care reprezintă dependenţa dintre forţa excedentară exF şi viteza autovehiculului. Din diagramă rezultă cu uşurinţă

segmentul ad proporţional cu forţa care poate fi utilizată la accelerarea autovehiculului. Abscisa punctului f determină viteza maximă.

Fig.6.3.Caracteristica forţei la roată. Determinare forţei excedentare.

6.1.2. Caracteristica puterilor Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanţului de putere funcţie de viteza autovehiculului pentru toate treptele cutiei de viteze. Bilanţul de putere al autovehiculului reprezintă echilibrul dinamic dintre puterea la roată RP şi suma puterilor necesare învingerii rezistenţelor la înaintare dat de relaţia: dpartR PPPPPP +++=η⋅= (6.7) unde:

− P este puterea motorului (pe caracteristica exterioară sau caracteristica parţială pe care urmează a se face studiul);

− tη este randamentul transmisiei. Reprezentarea grafică a relaţiei (6.7) ţinând cont de expresiile analitice ale puterilor funcţie de viteza pentru o treaptă a cutiei de viteze este prezentată în figura 6.4.


91

Din reprezentarea grafică rezultă că la o viteză v oarecare, segmentele marcate sunt proporţionale la scara coordonatelor cu următoarele puteri:

− ( )tt 1PPef η−⋅=≈ ;

− RPae ≈ ;

− rPab ≈ ;

− pPbc ≈ ;

− aPcd ≈ ;

− ( ) dPcdbcabaede ≈++−≈

Fig.6.4.Caracteristica puterii la roată.

Abscisa punctului g, unde 0Pd = determină viteza maximă la deplasarea pe o cale cu rezistenţă specifică. Deoarece studiul performanţelor autovehiculului se face pe o cale orizontală în stare bună se propune pentru caracteristica puterilor forma din figura 6.5., unde cu

0rP s-a notat puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la rulare pe cale

orizontală bună considerată cu un coeficient al rezistenţei la rulare .constf0 = Deci: vfGP 0ar0 ⋅⋅= (6.8) În acest caz segmentele marcate sunt proporţionale după cum urmează:

− 0rPab ≈ ;

− aPbc ≈ ;

− dPcd ≈ ;


92

− ( ) exPbcabaede ≈+−≈

Fig.6.5.Caracteristica puterii la roată. unde exP este o putere numită excedentară faţă de deplasarea cu viteză constantă pe calea dată (sau disponibilă). Această putere este utilizată de automobil în următoarele scopuri:

− sporirea maximă a vitezei; − învingerea rezistenţelor maxime ale căii re rulare; − sporirea vitezei şi învingerea rezistenţelor căii. Forma caracteristicii puterilor este prezentată în figura 6.6.

Fig.6.6. Caracteristica puterilor la roată.


93

6.1.3. Caracteristica dinamică. Prezenţa greutăţii ca factor dimensional, caracteristic al automobilului din membrul drept al relaţiei (6.5) sau (6.6) face ca performanţele obţinute prin studiul diagramei 6.3 să nu fie concludente ca termeni de comparare, deoarece la valori egale ale forţei excedentare calităţile dinamice ale automobilului să nu fie egale. De aceea, aprecierea calităţilor de autopropulsare se face cu ajutorul factorului dinamic D, care reprezintă o forţă excedentară specifică, deci un parametru adimensional dat de raportul dintre forţa de tracţiune excedentară exF şi greutatea autovehiculului, respectiv:

a

a

a

aR

a

ex

Gdtdv

g1sincosfG

GRF

GF

D⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅δ+α+α⋅⋅

=−

== (6.9)

de unde rezultă:

dtdv

gsincosfD ⋅

δ+α+α⋅= (6.10)

unde: a

r

GRcosf =⋅ este rezistenţa specifică de rulare;

a

p

GR

sin =α este rezistenţa specifică la urcarea pantei;

a

d

RR

dtdv

g=⋅

δ este rezistenţa specifică la demarare.

Expresia factorului dinamic mai poate fi scrisă si sub forma:

dtdv

gD ⋅

δ+Ψ= (6.11)

Cunoscând valoarea factorului dinamic în priza directă D, se poate determina valoare lui pentru oricare altă treaptă a cutiei de viteze kD . Dacă în priza directă ( )1ik = , factorul dinamic este:

a

2xR

G

vAc21F

D⋅⋅⋅ρ⋅−

= (6.12)

atunci la o treaptă de viteze oarecare, cu raport de transmitere kCVi , pentu aceeaşi

turaţie a motorului forţa la roată RF se multiplică de kCVi ori şi viteza autovehiculului

se micşorează de kCVi ori şi atunci factorul dinamic kD la treapta respectivă este:

a

2cv

2xcvR

k Gi1vAc

21iF

D k

k⋅⋅⋅⋅ρ⋅−⋅

= (6.13)

Eliminând din ambele ecuaţii (6.12) şi (6.13), RF se obţine:


94

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛ −⋅

⋅⋅⋅ρ⋅+⋅= 2

cv

3cv

a

2x

cvkk

k

k i

1iG

vAc21

iDD (6.14)

Reprezentarea grafică a factorului dinamic funcţie de viteză pentru treptele cutiei de vitezei se numeşte caracteristica dinamică. Forma caracteristicii dinamice este prezentată în figura 6.7.

Fig.6.7. Caracteristica inamică a autovehiculului Aderenţa maximă a autovehiculului poate fi, de asemenea determinată cu ajutorul caracteristicii dinamice, după cum urmează. Condiţia posibilităţii deplasării autovehiculului este dată de dubla inegalitate: mR ZFR ⋅ϕ≤≤ (6.15) unde: R este suma toturor rezistenţelor la înaintare; mZ este reacţiunea normală la puntea motoare; ϕ este coeficientul de aderenţă. Valoarea maximă a forţei la roată este limitată de alunecarea roţilor pe suprafaţa drumului şi atunci limita superioară a acestei forţe este: mR ZF

max⋅ϕ= (6.16)

Introducând această valoare în expresia factorului dinamic (6.9) se obţine factorul dinamic limitat de aderenţă ϕD :

a

2xm

G

vAc21Z

D⋅⋅⋅ρ⋅−⋅ϕ

=ϕ (6.17)

Dând diferite valori coeficientului de aderenţă ϕ , se pot calcula şi trasa pe caracteristica dinamică a autovehiculului curbele D în funcţie de viteză aşa cum se arată în figura 6.8.


95

Completând caracteristica dinamică din figura 6.8 cu curbele factorului dinamic limitat de aderenţă se obţine diagrama limitelor de utilizare a autovehiculului. Pentru fiecare traptă de viteză, valorile factorului dinamic D situate deasupra curbei

ϕD nu pot fi utilizate, deoarece apare patinarea roţilor motare. Având în vedere că patinarea apare când viteza de deplasare este mică şi deci rezistenţa aerului redusă, ultimul termen de la numărătorul relaţiei (6.17) poate fi neglijat şi atunci:

a

m

GZD ⋅ϕ=ϕ (6.18)

Fig.6.8. Diagrama limitelor de utilizare a autovehiculului.

Pe baza acestei relaţii se poate ajunge la concluzia că aderenţa cea mai bună o au autovehiculele cu toate punţile motoare la care, pentru aceleaşi valori ale coeficientului ϕ , curbele ϕD sunt situate mai sus pe diagrama limitelor de utilizare, ceea ce înseamnă că aceste autovehicule pot valorifica mai complet calităţile lor dinamice. Parametrii principali ai calităţilor dinamice de tracţiune sunt: raportul dintre puterea maximă şi greutatea autovehiculului, factorul dinamic maxim la prima treaptă de viteză şi priza directă, precum şi viteza maximă pe drum orizontal de calitate bună cu încărcătura nominală. Valorile medii ale acestor parametri pentru autovehicule sunt date în tabelul 6.1.

Tabelul 6.1. Valorile medii ale parametrilor calităţilor dinamice de tracţiune Parametri

maxD Tipul autovehiculului a

max

GP

Tr. I Priza directă maxV

[km/h] Autoturisme -capacitate mică -capacitate medie şi mare

1,85-3,0 3,7-9,2

0,25-0,30 0,35-0,40

0,08-0,10 0,15-0,18

90-120

130-180


96

Parametri maxD Tipul autovehiculului

a

max

GP

Tr. I Priza directă maxV

[km/h] Autobuze -urbane -interurbane

1,0-1,3

0,95-1,12

0,30-0,35 0,28-0,32

0,05-0,07 0,05-0,06

75-85

100-130 Autocamioane -tonaj mic -tonaj mediu şi mare

2,6-4,0

0,74-2,2

0,35-0,45 0,32-0,40

0,07-0,10 0,05-0,06

90-100 70-80

Autotrenuri 0,44-0,74 0,20-0,25 0,035-0,045 70-80 Factorul dinamic şi caracteristica dinamică se utilizează la rezolvarea problemelor referitoare la stabilirea performanţelor autovehiculului (figura 6.9).

Ψv

D

α°

vvmax

Dmax

a0a1a2a3a4

a

1 2

3

4

5

O

hh %

b

f

I II

IV III

a

Figura 6.9. Caracteristica dinamică complexă

În cadranul I cu coordonatele ( )vfD = este reprezentată caracteristica dinamică. În cadranul II cu coordonatele ( )Ψ= fD sunt reprezentate mai multe drepte echidistante, rezultate din relaţia (6.11) scrisă sub forma:


97

iaDgdt

dvD −=δ

⋅−=Ψ (6.18)

unde: ia , 40i K= reprezintă termenul gδ

dtdv

⋅ .

Unde : idtdv

=

La o valoare D a factorului dinamic, o valoare i a acceleraţiei este posibilă pe o cale cu rezistenţa specifică maximă Ψ determinată ca abscisa a a punctului de intersecţie dintre paralela la abscisă dusă prin ordonata D şi curba ai. In cadranul III este rezolvată ecuaţia trigonometrică : Ψ=α+α⋅ sincosf (6.19) cu soluţia :

f

f11arctg222

+ΨΨ−+−

⋅=α (6.20)

Corespunzător valorii Ψ a rezistenţei specifice, se obţine valoarea unghiului α în grade ca ordonată a punctului de intersecţie dintre paralela la ordonată prin abscisa Ψ cu curba ( )Ψ=α f . In cadranul IV este determinată înălţimea pantei în procente funcţie de mărimea unghiului α în grade: α⋅= tg100%h (6.21) Corespunzător valorii α în grade se obţine prin abscisa punctului de intersecţie dintre paralela la ordonată prin α şi curba ( )α= fh . Determinarea performanţelor dinamice ale automobilului utilizând diagrama din figura 6.9. se face dupa cum urmează: •determinarea acceleraţiilor şi a acceleraţiei maxime la deplasarea pe o cale cu înclinare longitudinală dată :

1. corespunzător valorii h a pantei se determină în cadranul IV punctul 1. 2. paralela prin 1 la axa absciselor determină în cadranul III punctul 2. 3. din punctul 2 se duce în cadranul II o paralela la ordonata OD care

intersectează dreptele Oa0, Oa1, Oa2,… în câte un punct. 4. punctul 3 este determinat astfel încât corespunde deplasării cu viteză

maxima constantă, deci paralela prin 3 la axa OV va determina în cadranul I punctul 5 a cărui abscisă este viteza maximă pe cale.

5. punctul 4 se obţine prin intersecţia dreptei 2-3 cu paralela la OV prin punctul Dmax.

6. corespunzător punctului 4 se obţine acceleraţia maximă posibilă pe calea cu înclinare h. Ea are mărimea :

43dtdv

4=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ (6.21)

Deci automobilul se poate deplasa pe calea cu supraînălţarea h cu

acceleraţii între limitele : 4dt

dv0 ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛÷ .


98

6.1.4. Influenţa valorilor raportelor de transmitere asupra performanţelor dinamice ale autoturismelor. In cadrul capitolul 5 au fost prezentate modalităţile prin care se determină valoarea maximă a raportului de transmitere. Amintim că această dimensionare se poate realiza din condiţia echilibrării rezistenţelor la înaintare la deplasarea cu viteza maximă şi din condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţă. In cazul autoturismelor, care în general au mase mici, şi pentru care performanţele dinamice sunt un criteriu importanant în ceea ce priveşte succesul pe piaţă, soluţia dimensionării rapoartelor de transmitere din condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţa se dovedeşte a fi cea mai judicioasă alegere. In figurile următoare sunt prezentate diagramele factorului dinamic pentru un autoturism în situaţia în care:

• dimensionarea raportului de transmitere se face din condiţia deplasării pe un drum greu (α=17°, f=0,025). Pentru completare sunt trasate şi diagramele factorului dinamic limitat de aderenţa pentru două valori ale coeficientului de aderenţa: ϕ=0,8, respectiv ϕ=0,7, (fig.6.10).

Figura 6.10. Factorul dinamic. Condiţia deplasării pe un drum greu.

• dimensionarea se face din condiţia plecării de pe loc la limita de

aderenţă. Soluţia de organizare a autoturismului este 4x2 cu puntea motoare dispusă în faţă. Pentru completare sunt trasate şi diagramele factorului dinamic limitate de aderenţa pentru două valoari ale coeficientului de aderenţa ϕ=0,85 respectiv ϕ=0,8, (fig.6.11).

D1

D2

Dϕ=0,8

Dϕ=0,7


99

Figura 6.11. Factorul dinamic. Condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţă.

Punte motoare fată.

• dimensionarea se face din condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţă. Soluţia de organizare a autoturismului este 4x2 cu puntea motoare dispusă în spate, (fig.6.11).

Figura 6.12. Factorul dinamic. Condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţă.

Punte motoare spate.

D1

D2

Dϕ=0,85

Dϕ=0,8

D1

D2

Dϕ=0,85

Dϕ=0,8


100

Pentru toate cele trei soluţii s-au păstrat aceleaşi date generale referitoare la autoturism. In deplasării in condiţii normale de drum soluţia “clasică” de organizare a transmisiei, caracteristică şi în prezent a autoturismelor cu performanţe dinamice deosebite, realizează pentru factorul dinamic cele mai bune valori. Urmează apoi soluţia “totul spate” şi, cu cele mai mici valori, cazul "totul faţa". Pentru situaţia deplasării pe un drum greu, în cazul autoturismelor este putin relevant modul de organizare a tracţiunii deoarece forţa la roată necesară este inferioară celei realizate prin utilizarea aderenţei. Figura 6.13. arată că automobilul a cărui transmisie a fost dimensionată din condiţia deplasării pe un drum greu nu va folosi în cazul demarajului pe o cale orizontală de bună calitate întreaga aderenţă oferită, rezultatul reflectându-se în performanţele dinamice ale autovehiculului.

Figura 6.13. Factorul dinamic. Neutilizarea performanţelor căii de rulare.

Zona haşurată din figură prezintă intervalul neacoperit între forţa la roata disponibilă şi forţa la roată capabilă de a fi preluată de către cale. Adapterea forţei la roată se realizează, însă, pentru o cale cu performanţe mai scăzute. In cazul autovehiculul a cărui transmisie a fost dimensionată din condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţă se constată că pentru calea de rulare pentru care această dimensionare a fost efectuată (ϕ=0,8) autovehiculul utilizează din plin calităţile acesteia. S-ar putea spune chiar ca există a limitare a forţei la roată maxime deoarece “oferta” din partea grupului motopropulsor depăşeste capacitatea căii de o a prelua.

D1

D2

Dϕ=0,8

Dϕ=0,7

Aderenţa maximă oferita de calea de rulare nu este exploatată de autoturismul al cărui it_max a fost dimensionat din condiţia deplasării pe un drum greu


101

Figura 6.14. Factorul dinamic. Adaptarea forţei la roate la condiţiile căii de rulare.

Curba capabilă a grupului motopropulsor depăseşte în zona momentului motor maxim curba capabilă a căii de rulare, fiind astfel posibilă şi utilizarea unor căi ale căror performanţe sunt superioare celei utilizate pentru dimensionarea rapoartelor de transmitere. 6.2. Performanţele de demarare. Studiul demarării automobilului presupune determinarea acceleraţiei, a timpul şi spaţiului de demarare, precum şi a indicilor cu ajutorul cărora se poate aprecia capacitatea de sporire a vitezei. 6.2.1. Acceleraţia automobilului. Caracteristica acceleraţiei. Acceleraţia automobilului caracterizează în general calitţile lui de demarare, deoarece, în condiţii egale cu cât acceleraţia este mai mare, cu atât creşte viteza medie de exploatare. Pentru determinarea acceleraţiei, precum şi pentru studiul performanţelor de demarare se consideră autovehiculul în mişcare rectilinie, pe o cale orizontală, în stare bună, cu un coeficient mediu al reistenţei la rulare f. In aceste condiţii, în expresia bilanţului de putere se scrie sub forma dată de relaţia 5.3, puterea excedentară exP ce va fi utilizată numai pentru accelerare.

Deci : vdtdv

gG

P aex ⋅⋅= (6.22)

de unde se obţine pentru acceleraţia medie :

D1

D2

Dϕ=0,85

Dϕ=0,8

Demarajul autovehiculului se va face după o caracteristică ce combină forţa la roată şi capatitatea de preluare a acesteia de către drum.


102

δ

⋅⋅

=g

GvP

dtdv

a

ex (6.23)

Având în vedere schimabarea coeficientului de influenţa al maselor aflate în mişcare de rotaţie relaţia (6.22) devine pentru acceleraţiile automobilului în treptele cutiei de viteze :

v1

kaGexP

kakdt

dv⋅

δδ

⋅==⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ (6.24)

unde kδ este coeficeintul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie când în transmisie este cuplată treapta k de viteza. Dacă se reprezintă grafic relaţia (6.24) în funcţie de viteza autovehiculului se obţine un grafic ca cel din figura 6.15.

v

a a1

a2

a3

a4

Figura 6.15. Caracteristica acceleraţiilor

O asemenea reprezentare poartă numele de caracteristica acceleraţiilor. De asemenea pentru determinarea caracteristicii acceleraţiilor poate fi folosită caracteristica dinamică. In acest caz se obţine :

( )k

kk

gDadtdv

δ⋅Ψ−==⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ (6.25)

6.2.2. Caracteristicile de demarare. Caracteristicile de demarare sunt funcţiile care exprimă dependenţa timpului de demarare şi a spaţiului de demarare funcţie de viteza autovehiculului când motorul funcţionează pe caracteristica externă.


103

Caracteristicile de demarare se pot determina experimental sau teoretic. Pe cale teoretică, folosită în faza proiectării autovehiculului, există mai multe metode pentru calcul (metoda grafică, metoda numerică, metoda grafo-analitică), In cele ce urmează se vor face referiri la metoda numerică prin metoda trapezelor. 6.2.2.1. Timp de demarare Timpul de demarare reprezintă timpul necesar pentru ca autovehiculul să-şi sporească viteza de la valoarea minimă în prima treaptă ( 0v ) până la valoarea maximă în ultima treaptă ( maxn v9,0v ⋅= ) Pornind de a expresia acceleraţiei automobilului:

dtdva = (6.26)

se poate scrie:

dva1dt ⋅= (6.27)

de unde se observă că timpul de demarare dt , necesar creşterii vitezei între 0v şi

nv se obţine rezumă la integrarea relaţiei :

∫ ⋅=n

0

v

vd dv

a1t (6.28)

Pentru efectuarea integrării numerice prin metoda trapezelor, utilizând metoda

trapezelor, datorită existenţei în relaţia (6.28) a termenului a1 se construieşte mai

întâi caracteristica inversului acceleraţiilor.

v

1/a

1/a1

1/a2

1/a3

1/a4

Figura 6.16. Caracteristica inversului acceleraţiilor


104

Se unesc curbele ka1 prin punctele în care are loc schimbarea treptelor de

viteză şi se obţine astfel o curbă continuă ce va fi folosită pentru integrarea numerică a relaţiei (6.28).

v

1/a1/a

schimbare treapta I-II

schimbare treapta II-III

schimbare treapta III-IV

Figura 6.17. Caracteristica inversului acceleraţiilor

Abscisa maxv9,00 ⋅÷ se împarte în "n" intervale echidistante de valoare vΔ .

0,90 v

1/a1/a

vi maxvi+1

1/ai+1

1/ai varia care se calculeaza

Figura 6.18. Calculul numeric al timpului de demarare.

Metoda trapezelor.


105

Fiecărei valori a vitezei iv , 1ii vvv +=Δ+ îi corespunde pe ordonata a10 ÷

valoarea respectivă ia

1⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ,

1ia1

+⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ . Timpul de creştere al vitezei cu vΔ în intervalul

de viteze 1ii vv +÷ va fi :

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡

+⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛++⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛⋅+⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛⋅+⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛⋅Δ

=+= ++

1ia1

2a12

1a12

0a1

2vv

vdtvvdt

vvdt 1i

ii0

1i0

K

Dacă într-un sistem de axe se iau în abscisă vitezele până la care se face demararea, iar în ordonată timpul necesar de demarare pentru fiecare viteză se obţine o caracteristică ( )vftd = , numită caracteristica timpului de demarare.

v

td

Figura 6.19. Caracteristica timpului de demarare

6.2.2.2. Spaţiul de demarare Spaţiul de demarare reprezintă distanţă parcursă de autovehicul în timpul de demarare.

Pornind de la definiţia vitezei dtdsv = se deduce :

dtvds ⋅= (6.29)

sau ţinând seama că advdt = :

advvds ⋅

= (6.30)

Determinarea spaţiului de demarare se obţine prin integrarea uneia dintre relaţiile (6.29) sau (6.30).


106

In cazul utilizării relaţiei (6.29) pornind de la caracteristica timpului de demarare, aplicând metoda trapezelor se recomandă metodologia următoare :

v

td

vi vi+1

t i

t i+1d

d

aria care se calculeaza

Figura 6.20. Metoda trapezelor pentru determinarea spaţiului de demarare. Se împarte ordonata dt0 ÷ în "n" intervalle echidistante de valori tΔ . Fiecărei valori a timpului de demarare ttt,t i1ii Δ+=+ îi corespunde pe abscisa

v0 ÷ valoarea respectivă 1ii v,v + . Ca urmare spaţiul de demarare în intervalul 1ii tt +÷ va fi:

( )1iittd vv

21vs 1i

i++⋅⋅Δ=+ (6.31)

Pentru demararea în timpul 1it + se obţine:

( )1i210ttd

t0d

t0d vv2v2v

21tsss 1i

i

i1i+++⋅+⋅+⋅⋅Δ=+= ++ K (6.32)

unde: tΔ este pasul de integrare ; 1i10 v,v,v +K valori ale vitezei corespunzătoare timpilor 1i10 t,t,t +K . Aceste valori pot fi citite din caracteristicile timpului de demarare sau din tabloul în care au fost înscrise pentru trasarea caracteristicii timpului de demarare. Dacă întru-un sistem de axe se iau în abscisă vitezele de demarare şi în ordonată distanţele parcurse de automobil până la atingerea acestor viteze se obţine o caracteristică: ( )vfsd = numită caracteristica spaţiului de demarare.


107

v

sd

Figura 6.21. Caracteristica spaţiului de demarare

6.2.3. Aprecierea capacităţii de demarare a autovehiculelor. Timpul şi spaţiul de demarare luate singure nu reprezintă parametrii de apreciere ai capacităţii de demarare a autovehiculului. Pentru aprecierea autovehiculelor se impune corelarea celor două performanţe prin minimizarea timpului de parcurgere a unui spaţiu dat, sau spaţii de demarare în timpi daţi, respectiv prin valoarea vitezei medii de demarare. Un astfel de criteriu pentru aprecierea autoturismelor îl reprezinta probele de demarare de mai jos, cunoscute sub denumirea de “reprize”:

1. demarare pe caracteristica externă până la 100 km/h 2. demarare din repaus pe distanţele

a. m4000 ÷ ; b. m10000 ÷ .

3. demarare în treapta de viteză maximă de la viteza de 45 km/h; a. până la viteza de 100 km/h b. pe distanţele: m4000 ÷ ;

m10000 ÷ . Aprecierea calităţilor de demarare se face pentru fazele 2 şi 3b unde sunt precizate distanţele prin timp, iar pentru fazele 1 şi 3a prin timp şi spaţiu. În primul caz unde este precizat spaţiul, timpul dă informaţii asupra vitezei medii. Performanţele de demarare pe distanţele date sunt îmbunătăţite când se reduc timpii de parcurgere a distantelor.


108

În cel de-al doilea caz semnificativ este timpul în care se ating vitezele previzate, dar mai ales viteza medie obţinută de automobil. Demararea în treapta de viteză maximă dominant folosită oferă prin parametrii demarării informaţii asupra rezervelor de putere ale autovehiculului, care condiţionează capacitatea de folosire a acestora. Vitezele medii mari presupun rezerve mari de putere în treapta vitezei maxime şi deci bune calităţi pentru depăşirea obstacolelor şi conducerea în deplină siguranţă. Pentru determinarea parametrilor capacităţii de demarare se folosesc valorile numerice obţinute în cazulul timpului şi spaţiului de demarare. Valorile ce indică performanţa pentru fiecare criteriu în parte se determină prin identificarea intervalului în care aceasta se încadrează şi determinarea valorii prin folosirea metodei de interpolare liniară.

( )2121

11 yy

xxxxyy −⋅

−−

+= (6.33)

x

y

(x , y )11

(x , y )22

(x, y)

Figura 6.22. Interpolare liniară.

6.3. Exemplu de calcul Tema de proiect: Pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizină la care se cunosc caracteristicile hkm185vmax = să se determine performanţele dinamice. 6.3.1.Caracteristica factorului dinamic Pornind de la relaţiile de definire ale factorului dinamic ca raport dintre forţa excedentară şi greutatea automobilului, în tabelul 6.2. sunt prezentate valorile factorului dinamic, cu ajutorul cărora s-a trasat caracteristica dinamică din figura 6.23..


109

Tabelul 6.2. Factorul dinamic

treapta I treapta a II -a treapta a III-a treapta a IV-a

V1 [km/h] D1 [-] V2 [km/h] D1 [-] V3 [km/h] D1 [-] V4 [km/h] D1 [-] 7.24 0.301 10.89 0.200 16.40 0.132 24.60 0.087

10.85 0.325 16.33 0.216 24.60 0.142 36.91 0.093 14.47 0.345 21.77 0.229 32.80 0.150 49.21 0.097 18.09 0.361 27.22 0.238 41.01 0.156 61.51 0.099 21.71 0.372 32.66 0.246 49.21 0.160 73.81 0.099 25.33 0.379 38.10 0.250 57.41 0.161 86.11 0.098 28.95 0.382 43.55 0.251 65.61 0.161 98.41 0.094 29.85 0.382 44.91 0.251 67.66 0.161 101.49 0.093 30.75 0.381 46.27 0.251 69.71 0.160 104.57 0.092 31.21 0.381 46.95 0.251 70.74 0.160 106.10 0.091 34.37 0.378 51.71 0.248 77.91 0.156 116.87 0.086 37.99 0.370 57.15 0.242 86.11 0.150 129.17 0.078 41.61 0.358 62.60 0.233 94.31 0.142 141.47 0.068 45.23 0.341 68.04 0.221 102.52 0.132 153.77 0.057 48.85 0.321 73.48 0.206 110.72 0.120 166.07 0.044 49.75 0.315 74.85 0.202 112.77 0.117 169.15 0.040 52.46 0.300 78.93 0.188 118.92 0.106 178.38 0.028 54.27 0.282 81.65 0.178 123.02 0.098 184.53 0.020

Figura 6.23. Caracteristica dinamica

6.3.2. Limitarea de către aderenţă a factorului dinamic.

Dând diferite valori coeficientului de aderenţă ϕ se pot trasa curbele factorului dinamic limitat de aderenţă (figura 6.24).


110

Figura 6.24. Limitarea de către aderenţă a factorului dinamic.

6.3.3.Determinarea parametrilor capacităţii de demarare ai autovehiculului. 6.3.3.1. Determinarea acceleraţiilor. Diagrama acceleraţiilor funcţie de viteză este prezentată în figura 6.25.

Mărimi utlizate pentru reprezentare sunt:

Tabelul 6.3. Caracteristica acceleraţiilor.

treapta I treapta a II-a treapta a III-a treapta a IV-a

V1 [km/h] a1 [m/s2] V2 [km/h] a2 [m/s2] V3 [km/h] a3 [m/s2] V4 [km/h] a4 [m/s2] 7.24 2.306 10.89 1.678 16.40 1.142 24.60 0.744

10.85 2.495 16.33 1.816 24.60 1.233 36.91 0.795 14.47 2.651 21.77 1.928 32.80 1.304 49.21 0.829 18.09 2.773 27.22 2.014 41.01 1.356 61.51 0.845 21.71 2.862 32.66 2.075 49.21 1.388 73.81 0.844 25.33 2.917 38.10 2.111 57.41 1.401 86.11 0.825 28.95 2.938 43.55 2.121 65.61 1.394 98.41 0.788 29.85 2.938 44.91 2.119 67.66 1.389 101.49 0.776 30.75 2.936 46.27 2.116 69.71 1.383 104.57 0.763 31.21 2.935 46.95 2.114 70.74 1.379 106.10 0.756 34.37 2.907 51.71 2.087 77.91 1.346 116.87 0.699 37.99 2.844 57.15 2.033 86.11 1.290 129.17 0.617


111


V1 [km/h] a1 [m/s2] V2 [km/h] a2 [m/s2] V3 [km/h] a3 [m/s2] V4 [km/h] a4 [m/s2] 41.61 2.748 62.60 1.953 94.31 1.214 141.47 0.516 45.23 2.618 68.04 1.848 102.52 1.118 153.77 0.395 48.85 2.454 73.48 1.717 110.72 1.002 166.07 0.255 49.75 2.408 74.85 1.680 112.77 0.970 169.15 0.217 52.46 2.256 78.93 1.560 118.92 0.866 178.38 0.095 54.27 2.145 81.65 1.472 123.02 0.791 184.53 0.008

Figura 6.25. Caracteristica acceleraţiilor

6.3.3.2. Determinarea timpului de demarare. Se construiesc curbele inversului acceleraţiei (figura 6.26.). Mărimile reprezentate sunt:

Tabelul 6.4. Inversul acceleraţiilor treapta I treapta a II-a treapta a III-a treapta a IV-a

V1 [km/h] a1-1 [(m/s2)-1]

V2 [km/h] a2-1 [(m/s2)-1]

V3 [km/h] a3-1 [(m/s2)-1]

V4 [km/h] a4-1 [(m/s2)-1]

7.24 0.434 10.89 0.596 16.40 0.876 24.60 1.344 10.85 0.401 16.33 0.551 24.60 0.811 36.91 1.258 14.47 0.377 21.77 0.519 32.80 0.767 49.21 1.206 18.09 0.361 27.22 0.496 41.01 0.738 61.51 1.183 21.71 0.349 32.66 0.482 49.21 0.720 73.81 1.185 25.33 0.343 38.10 0.474 57.41 0.714 86.11 1.212 28.95 0.340 43.55 0.472 65.61 0.717 98.41 1.268


112


V1 [km/h] a1-1 [(m/s2)-1]

V2 [km/h] a2-1 [(m/s2)-1]

V3 [km/h] a3-1 [(m/s2)-1]

V4 [km/h] a4-1 [(m/s2)-1]

29.85 0.340 44.91 0.472 67.66 0.720 101.49 1.288 30.75 0.341 46.27 0.473 69.71 0.723 104.57 1.310 31.21 0.341 46.95 0.473 70.74 0.725 106.10 1.322 34.37 0.344 51.71 0.479 77.91 0.743 116.87 1.430 37.99 0.352 57.15 0.492 86.11 0.775 129.17 1.621 41.61 0.364 62.60 0.512 94.31 0.824 141.47 1.939 45.23 0.382 68.04 0.541 102.52 0.894 153.77 2.530 48.85 0.408 73.48 0.582 110.72 0.998 166.07 3.918 49.75 0.415 74.85 0.595 112.77 1.031 169.15 4.605 52.46 0.443 78.93 0.641 118.92 1.155 178.38 10.483 54.27 0.466 81.65 0.679 123.02 1.265 184.53 127.440

Figura 6.26. Caracteristica inversului acceleraţiilor.

Valorile obţinute pentru timpul de demarare sunt:

Tabelul 6.5. Timpul de demarare. V [km/h] td [s]

7.2 0.62 10.9 1.18 21.7 2.56 30.8 2.94 41.6 4.18 49.7 4.77


113

V [km/h] td [s] 62.6 6.10 73.5 6.95 81.6 8.00 94.3 12.62

102.5 14.87 110.7 16.14 118.9 20.50 129.2 30.71 141.5 38.68 153.8 51.75 166.1 51.75

Figura 6.27. Timpul de demarare. Performanţe ale autovehiculului:

Demarare 0-100 km/h: 14.18 [s]

( ) s18,1462,1287,143,945,102

3,9410062,12th/km1000d =−⋅

−−

+=−

6.3.3.3. Determinarea spaţiului de demarare.

Prin timp de demarare se întelege distanţa parcursă de autovehicul îmn timpul demarajului. Valorile obţinute sunt:

Tabelul 6.6. Spaţiul de demarare. V [km/h] sd [m]

7.2 0.90


114

V [km/h] sd [m] 10.9 2.33 21.7 9.34 30.8 12.28 41.6 27.81 49.7 37.20 62.6 60.61 73.5 74.50 81.6 90.21 94.3 162.53

102.5 193.53 110.7 211.06 123.0 270.99 129.2 436.25 141.5 571.90 153.8 778.90

Figura 6.28. Spaţiul de demarare. Demarare 0-100 km/h: 184,1 [m]

( ) m1,18453,16253,1933,945,102

3,9410053,162sh/km1000d =−⋅

−−

+=−

Demarare 0-400 m:

( ) s56,2450,2071,309,1182,129

9,11812350,20th/km1230d =−⋅

−−

+=−

( ) s36,2956,2471,3099,27025,436

99,27040056,24tm4000d =−⋅

−−

+=−

7

PERFORMANŢELE DE FRANARE ALE AUTOVEHICULELOR

Frânarea este procesul rpin care se reduce parţial sau total viteza

autovehculului. Ea se realizează prin generarea în mecanismele de frânare ale roţilor a unui moment de frănare ce determină aparitia unei forte de frânare la roţi indreptată după direcţia vitezei autovehiculului dar de sens opus ei.

Aprecierea şi compararea capacităţii de frânare a autovehiculului se face cu ajutorul deceleraţiei maxime absolute (af) sau relarive (df), a timpului de frânare (tf) şi a spaţiului minim de frânare (Sf), în funcţie de viteza iniţiala a autovehiculului.

Pentru determinarea mărimilor de mai sus în bibliografia de specialitate sunt prezentate relaţii analitice de calcul. Relaţiile prezentate se referă la un autovehicul la care repartiţia forţelor de frânare este ideală, respectiv deceleraţiile

relative (g

ad f

f = ) realizate de fiecare punte au mărimi egale. Cum în realitate

acest lucru se întâmpla numai în cazuri particulare, in construcţia sistemelor de frânare sunt introduse dispozitive de reglare a forţei de frânare pe punţi în funcţie de sarcina dinamică (sau statică).

In acest caz, pentru menţinerea stabilitătii mişcării şi manevrabilitaţii autovehiculului în timpul procesului de frânare la un spaţiu de oprire minim, s-a introdus pe scară internaţională (Regulamentul ECE-ONU Nr. 13 seria de amendamente 05), diagrama privind repartizarea forţelor de frânare pe punţi în condiţii de compatibilitate pentru elementele constructive şi de utilizare ale autovehiculului.

Indeplinirea acestor condiţii, reglementate şi prin STAS 11960-89, este obligatorie şi pentru faza de predimensionare dinamică a autovehiculului, reprezentând criteriile de apreciere a capacităţii de frânare prin performanţele de frânare.

Normativele privitoare la capacitatea de frânare, cu valabilitate în ţara noastră, acordă atentie deosebită eficacităţii dispozitivelor de frânare evaluate pe baza spaţiului de frânare. Sunt prevăzute prescripţii privitoare la caracteristicile constructive ale dispozitivelor de frânare, metode de încercare şi eficacitatea frânării pentru fiecare categorie în parte (autovehiculele şi remorcile sunt clasificate in categoriile M,N,O). In tabelul 7.1 sunt prezentate performanţele de frânare ale sistemelor de frânare ale autovehiculelor din categoriile M şi N.


116

Tabelul 7.1. Performanţe ale sistemelor de frânare ale autovehiculelor prevăzute în

STAS 11960-89 Autovehiculul

tipul categoria

Viteza de încercare

[km/h]

Efortul maxim la pedală

[daN]

Formula pentru calculul spaţiului de frânare [m]

Deceleraţia medie [m/s2]

Autoturisme M1 80 50 150VV1,0S

2

f +⋅≤ 5,8

Autobuze cu masa totală până la 5.000 kg M2

Autobuze cu masa totală de peste 5.000 kg M3

60 70 130VV15,0S

2

f +⋅≤ 5

Autocamioane cu masa totală până la 3.500 kg N1 70

Autocamioane cu masa totală intre 3.500 şi

12.000 kg N2 50

Autocamioane cu masa totală de peste

12.000 kg N3 40

70 115VV1,0S

2

f +⋅≤ 4,4

7.1. Parametrii capacitătii de frânare. Parametrii ce caracterizează frânarea autovehiculului sunt: deceleraţia, spaţiul şi timpul de frânare. Pentru aprecierea capacitătii de frânare, respectiv a posibilitătilor maxime, se folosesc deceleraţia maxima şi spaţiul minim de frânare.

7.1.1. Determinarea deceleratiei. a) Cazul în care frânează rotile ambelor punţi, Deceleraţia maximă, în cazul în care se frânează roţile ambelor punţi, se

obţine atunci când toate roţile ajung simultan la limita de aderenţă. Deceleraţia maximă obtinută in aceste condiţii poartă denumirea de deceleraţie maximă posibilă sau deceleraţia maximă ideală şi se exprimă prin relaţia:

( ) ( ) ]s/m[sincosgdtdvd 2

pmaxpmaxf αα⋅ϕ⋅=⎟

⎠

⎞⎜⎝

⎛= m (7.1)

unde: g=9,81 m/s2 este acceleraţia gravitaţională; ϕ - coeficientul de aderenţă;

α - unghiul de inclinare longitudinala a drumului (pentru drum orizontal α=0)

b) Cazul în care frânează numai roţile punţii din faţa, Deceleraţia maximă, în cazul în care se frânează numai roţile punţii din

faţă, se obţine atunci când roţile frânate ajung la limita de aderenţă în timp ce roţile punţii din spate rulează liber. Deceleraţia maximă obtinută in aceste condiţii se exprimă prin relaţia:

Determinarea performanţelor de frânare

117

( ) ]s/m[sincos

Lh

1

Lb

gdtdvd 2

gfmaxfmaxf

⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

αα

⋅ϕ−

⋅ϕ⋅=⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛= m (7.2)

unde: b, hg sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehicului; L – ampatamentul automobilului.

c) Cazul în care frânează numai roţile punţii din spate. Deceleraţia maximă, în cazul în care se frânează numai roţile punţii din

spate, se obţine atunci când roţile frânate ajung la limita de aderenţă în timp ce roţile punţii din faţă rulează liber. Deceleraţia maximă obtinută in aceste condiţii se exprimă prin relaţia:

( ) ]s/m[sincos

Lh

1

La

gdtdvd 2

gsmaxsmaxf

⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

αα

⋅ϕ+

⋅ϕ⋅=⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛= m (7.3)

unde: a, hg sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehicululuii;

7.1.2. Determinarea spaţiului de frânare . Dintre parametrii capacitătii de frânare spaţiul de frânare determină în

modul cel mai direct calităţile de frânare în strânsă legătură cu siguranţa circulaţiei. La frânarea ambelor punţi spaţiul minim de frânare, obţinut când reacţiunile tangenţiale ajung simultan la limita de aderenţă, spaţiul de frânare poartă denumirea de spaţiu minim posibil de frânare, şi se determină, în cazul frânării intre vitezele V1>V2, cu relaţia:

( )( ) ]m[

sincosg26VV

S22

21

pminf αα⋅ϕ⋅⋅

−=

m (7.4)

sau, in cazul frânării până la oprire (V2=0), pe cale orizontală:

g26

21V

pminfS⋅ϕ⋅

= (7.5)

în care viteza este exprimată în km/h. Din relaţia spaţiului minim de frânare până la oprirea autovehiculului rezultă că acesta este proporţional cu pătratul vitezei iniţiale. In cazul în care viteza creşte cu 22,5%, spaţiul minim de frânare creşte cu 50%. De asemenea, asupra spaţiului minim de frânare o influenţă mare o are şi coeficientul de aderenţă. Astfel, pentru un drum orizontal, scăderea coeficientului de aderenţa cu 30% determină sporirea spaţiului minim de frânare cu 43%.

7.1.3. Determinarea timpului de frânare . Timpul de frnare prezintă importanţă mai ales in analiza proceselor de

lucru ale dispozitivelor de frânare şi mai putin este utilizat pentru aprecierea capacităţii de frânare a autovehiculelor.. La frânarea ambelor punţi, timpul de frânare poartă denumirea de timpul minim posibil de frânare, şi se determină, în cazul frânării intre vitezele V1>V2, cu relaţia:


118

( )( ) ]s[

sincosg6,3VV

t 21pminf αα⋅ϕ⋅⋅

−=

m (7.6)

sau, in cazul frânării până la oprire (V2=0), pe cale orizontală:

g6,3

1Vpminft ⋅ϕ⋅

= (7.7)

în care viteza este exprimată în km/h.

7.2. Repartizarea forţelor de frânare între punţile autovehiculului.

Considerând autovehiculul în miscare rectilinie frânată în condiţiile în care forţele de frânare la roţi ating simultan limita aderentei (caz ideal), reacţiunile normale la punţi au expresiile următoare:

- pentru puntea din faţa:

ϕ⋅⋅+=L

hGGZ g

a11 (7.8)

- pentru puntea din spate:

ϕ⋅⋅−=L

hGGZ g

a22 (7.9)

unde: Ga, G1, G2 sunt respectiv greutatea autovehiculului şi greutăţile statice repartizate punţii din faţa sau din spate ; hg - înălţimea centrului de greutate; L - ampatamentul autovehiculului; ϕ - coeficientul de aderenţă.

In cazul în care performanţa de frânare impune realizarea unei anumite deceleraţii relative (df), relaţiile de mai sus devin:

- pentru puntea din faţa:

fg

a11 dL

hGGZ ⋅⋅+= (7.10)


fg

a22 dL

hGGZ ⋅⋅−= (7.11)

Corespunzător relaţiilor (7.8) şi (7.9), respectiv relaţiile (7.10) şi (7.11), se obţin reacţiunile tangentiale maxime la frânare sub forma: 11f ZF ⋅ϕ= (7.12) respectiv: 22f ZF ⋅ϕ= (7.13) In acest caz forţa tangenţială specifică de frânare – sau coeficientul de utilizare a aderenţei – este:

- pentru puntea din faţă:

fg

a1

1f

1

1f1

dL

hGG

FZF

⋅⋅+

==ζ (7.14)


119


fg

a2

2f

2

2f2

dL

hGG

FZF

⋅⋅−

==ζ (7.15)

Notând cu iF raportul de repartizare a forţei de frânare pe puntea din faţă

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

f

1fF F

Fi şi cu iS raportul de repartizare a sarcinii statice pe puntea din faţă

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

a

1S G

Gi , coeficientii de utilizare a aderenţei rezultă sub forma:

- pentru puntea din faţă:

Lh

di

i

dL

hdG

GdG

F

g

f

S

F

fg

fa

1

fa

1f

1+

=

⋅+⋅

⋅=ζ (7.16)


Lh

di1

i1

dL

hdG

GdG

F

g

f

S

F

fg

fa

2

fa

2f

2−

−

−=

⋅−⋅

⋅=ζ (7.17)

Din expresiile celor doi coeficienţi de utilizare a aderenţei la frânare se constată urmatoarele:

- dacă 21 ζ>ζ la frânare roţile punţii din faţa ating limita aderenţei înaintea celor din spate, respectiv la frânare roţile punţii din faţa sunt suprafrânate faţa de roţile punţii din spate;

- dacă 21 ζ=ζ la frânare roţile ambelor punţi ating simultan limita aderenţei;

- dacă 21 ζ<ζ la frânare roţile punţii din spate ating limita aderenţei înaintea celor din faţa, respectiv la frânare roţile punţii din spate sunt suprafrânate faţa de roţile punţii din faţa;

7.3. Valorificarea rezultatelor

In figura 7.1 se prezintă, in forma in care se regăsesc în normativele

elaborate de CE, valorile admise pentru coeficienţii de utilizare a aderenţei ζ1 şi ζ2 pentru autoturisme (categoria M1 de automobile din STAS 11960-89). Pentru aceste autovehicule se impune incadrarea coeficienţilor de utilizare a aderenţei în culuarul:

85,0

07,0df

2

1 +≤

⎭⎬⎫

ζζ

pentru 8,02,0 2,1 ≤ζ≤ (7.18)


120

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

domeniulpermis

=df+0,05

=dfdf+0,07 0,85

deceleratia relativa

coef

icie

ntul

de

utiliz

are

a ad

eren

tei

12

Fig. 7.1. Valorile admise pentru coeficienţii de utilizare a aderenţei la autoturisme Pentru toate stările de încărcare ale autovehiculului, curba de aderenţă utilizată la puntea din faţă (ζ1) trebuie să se găsească deasupra celei pentru puntea din spate (ζ2 ). Normativele enumerate mai sus admit o inversare a curbelor de aderenţă utilizată în zona 45,03,0 2,1 ≤ζ≤ cu condiţia ca această curbă de aderenţă pentru puntea din spate să nu depăşească cu mai mult de 0,05 dreapta de ecuaţie

fd=ζ , denumită dreapta de echiaderenţă. In figura 7.2. se prezintă valorile admise pentru coeficienţii de utilizare a aderenţei ζ1 şi ζ2 pentru autobuze şi autocamioane.


121

2

0,7

0

0,1

0,2

0,4

0,5

0,6

coef

icie

ntul

de

utili

zare

a a

dere

ntei

0,3

1

deceleratia relativa0,30,1 0,2 0,50,4 0,6

domen

iul pe

rmis

0,85df+0,07

0,80,7

=df

0,8

=df-0,08

=df+0,08

df-0,02

0,74

Fig. 7.2.Valorile admise pentru coeficienţii de utilizare a aderenţei la

autocamioane şi autobuze Pentru aceste autovehicule se condiţionează încadrarea coeficienţilor de utilizare a aderenţei, pentru intervalul deceleraţiilor relative 3,0d15,0 f ≤≤ , într-un coridor (fără a se menţiona raportul dintre ζ1 şi ζ2) definit de dubla inegalitate:

08,0d08,0d f2

1f +≤

⎭⎬⎫

ζξ

≤− (7.19)

Pentru valori df ≥ >0,3 curba de aderenţă utilizată la puntea din faţă trebuie să se găsească deasupra celei pentru puntea din spate, ambele curbe fiind situate sub dreapta de ecuaţie:

74,0

02,0df

2

1 −≤

⎭⎬⎫

ζξ

(7.20)


122

7.4. Exemplu de calcul Tema de proiect: pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizină care are viteza maximă hkm185vmax = , să se determine principalele mărimi de performanţa pentru capacitatea de frânare Pentru autoturismul din tema de proiectare principalele mărimi de calcul sunt prezentate în tabelul 7.2.

Tabelul 7.2. Parametrii de calcul ai autoturismului

mo La

Lb

Lhg

ma m1 m2 ϕ df α

[Kg] - - - [kg] [kg] [kg] - - [0] 1500 0,45 0,55 0,19 1625 894 731 0,8 0,8 0

a) Determinarea deceleratiei. - cazul în care frânează rotile ambelor punţi (rel.7.1),

( ) ]s/m[85,78,081,9gdtdvd 2

pmaxpmaxf =⋅=ϕ⋅=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

- cazul în care frânează numai roţile punţii din faţa (rel.7.2),

( ) ]s/m[08,519,08,01

55,08,081,9

Lh

1

Lb

gdtdvd 2

gfmaxfmaxf =

⋅−⋅⋅=

⋅ϕ−

⋅ϕ⋅=⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛=

- cazul în care frânează numai roţile punţii din spate (rel.7.3),

( ) ]s/m[06,319,08,01

45,08,081,9

Lh

1

La

gdtdvd 2

gsmaxsmaxf =

⋅+⋅⋅=

⋅ϕ+

⋅ϕ⋅=⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛=

b) Determinarea spaţiului minim de frânare (rel.7.5),

]m[13081,98,026

185g26

VS22

pminf =⋅⋅

=⋅ϕ⋅

=

c) Determinarea timpului minim posibil de frânare (rel.7.7),

]s[54,681,98,06,3

185g6,3

Vt pminf =⋅⋅

=⋅ϕ⋅

=

d) coeficientii de utilizare a aderenţei rezultă sub forma: - pentru puntea din faţă (rel 7.16):

( ) ]N[89548,019,0162589481,98,0dL

hGGZF f

ga111f =⋅⋅+⋅⋅=⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅⋅+⋅ϕ=⋅ϕ=

70,08,081,91625

8954dG

Fi

fa

1ff =

⋅⋅=

⋅=


123

83,019,0

8,052,0

7,0

Lh

di

ig

f

S

F1 =

+=

+

=ζ

- pentru puntea din spate (rel.7.17):

73,019,0

8,052,01

7,01

Lh

di1

i1g

f

S

F2 =

−−

−=

−−

−==ζ

73,0283,01 =ζ>=ζ , ceea ce inseamnă că la frânare roţile punţii din faţa ating limita aderenţei înaintea celor din spate, respectiv la frânare roţile punţii din faţa sunt suprafrânate faţa de roţile punţii din spate;

8

PERFORMANŢELE CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL Consumul de combustibil este o caracteristică economică a automobilului şi reprezintă cantitatea de combustibil consumată de motorul automobilului la parcurgerea unei distanţe date. Pentru autovehiculele existente determinarea parametrilor consumului de combustibil este reglementată în concordanţa cu normativele internaţionale prin STAS 6926/10-76. In cazul autovehiculelor aflate în faza de proiectare aprecierea consumului de combustibil trebuie să aiba în vedere estimarea parametrilor cuprinşi în standardele de consum de combustibil. La autoturisme evaluarea conventională a consumului de combustibil se face după ciclul european ECE-ONU/342, Regulamentul 15 prin:

- simularea unui parcurs urban; - efectuarea unui parcurs la doua viteze constante pe o şosea orizontala,

asfaltată. Pentru celelalte autovehicule evaluarea consumului de combustibil se face

prin: - consumul de combustibil de control la parcurgerea unui traseu rectiliniu

orizontal de 110 km cu 3/4 din Vmax, având sarcina utilă de 50% din valoarea maximă;

- consumul de combustibil mediu la parcurgerea unui traseu de 10 km cu pornire de pe loc şi demarare până la vitezele de:

- 35…35 km/h la autobuze urbane şi autobasculante; - 55…75 km/h la autobuze interurbane şi turistice; - 50…70 km/h la autocamioane solo; - 45…65 km/h la autocamioane cu semiremorci şi/sau cu

remorci. Rezultatele de evaluare a consumului de combustibil al autovehiculelor se exprimă în litri/100 km. In evaluarea analitică a consumului de combustibil al autovehiculelor se disting două metodologii de determinare, în funcţie de datele detinute şi anume:

a) când autovehiculul urmează a fi echipat cu un motor existent iar prin determinări experimentale pe standul motor sunt cunoscute caracteristicile consumului de combustibil;

b) când motorul ce urmează a echipa autovehiculul nu este existent fizic, sau nu se dispune de caracteristicile experimentale ale consumului de combustibil.

Determinarea performanţelor consumului de combustibil

125

Deplasarea urbană presupune simularea ciclului de functionare descris in tabelul 8.1 şi ilustrat în figura 8.1.

Tabelul 8.1. Ciclul european ECE/324-Regulamentul 15

Acceleraţia Viteza Durata secvenţei

Durata cumulată Nr.

crt. Secventa [m/s2] [km/h] [s]

Treapta de

Viteză* [s]

1. 6 PM 6 2. Mers în gol - - 5 Tr.I 11 3. Accelerare 1,04 0…15 4 15 4. Viteză constantă - 15 8 23 5. Decelerare -0,69 15…10 2 25 6. Decelarea cu ambreiajul decuplat -0,92 10…0 3

I

28 7. 16 PM 44 8. Mers în gol - - 5 Tr.I 49 9. Accelerare 0,83 0…15 5 I 54 10. Schimbare treaptă viteză - - 2 I-II 56 11. Accelerare 0,94 15…32 5 61 12. Viteză constantă - 32 24 85 13. Decelerare -0,75 32…10 8 93

14. Decelarea cu decuplarea ambreiajului -0,92 10…0 3

II

96

15. 16 PM 112 16. Mers în gol - - 5 Tr.I 117 17. Accelerare 0,83 0…15 5 I 122 18. Schimbare treaptă viteză - - 2 I-II 124 19. Accelerare 0,62 15…35 9 II 133 20. Schimbare treaptă viteză - - 2 II-III 135 21. Accelerare 0,52 35…50 8 143 22. Viteză constantă - 50 12 155 23. Decelerare -0,52 50…35 8 163 24. Viteză constantă - 35 13

III

176 25. Schimbare treaptă viteză - - 2 III-II 178 26. Decelerare -0,86 35…10 7 II 185 27. Decelarea cu ambreiajul decuplat -0,92 10…2 3 TII 188 28. Mers în gol - - 7 PM 195

Conform parcursului urban simulat, în parametrul de consum de combustibil sunt cuprinse : a) deplasări cu viteză constantă; b) deplasări uniform accelerate;

c) deplasări uniform decelerate; d) mers în gol.

* PM-cutia de viteze in punct mort;TI-cutia de viteze cuplată în I-a treaptă de viteză şi ambreiaj decuplat; TII-cutia de viteze cuplată în treapta a II-a de viteză şi ambreiaj decuplat;I,II,III – cutia de viteze este cuplată in I-a, a II-a sau a III-a treaptă şi ambreiajul cuplat


126

11 4 8 5 21 12 24 11 21 26 12 8 13 12 7

4 8 2 3 5 2 5 24 8 3 5 2 9 2 8 12 8 13 2 7 31 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25

76 5 16 5 16 526 27 28

1

1

11

2

2

2 22

3

3

3

3

k

k

k

k

k1 k1 k1R R R RPM PM PMNumarul curect aloperatiilor

Timpul pentru fiecare

Timpul pentru fiecaretip de functionare

operatie

0 50 100 150200 t in s0

10

15

20

3235

40

50

60 v [km/h]

01234

1 2 340,5 s

0,5 skm/h

km/h

Linia teoreticaa ciclului

LEGENDA

k Decuplarea ambreiajuluik1,k2 Decuplarea ambreiajului cand viteza I-a sau a II-a este cuplataPM Pozitia 0 a cutiei de vitezeR Mers in golShimbare de viteze1 viteza a I-a2 viteza a II-a3 viteza a III-aIntervalul tolerantelor; tolerantele pentru viteze

geometric pentru fiecare punct(±1 km/h) si timp (±0,5 s) se compun

Fig 8.1. Fazele ciclului european ECE /324, regulamentul 15

8.1. Determinarea consumului de combustibil pentru autovehiculul ce urmează a fi echipat cu un motor la care sunt cunoscute caracteristicile consumului de combustibil

Pentru calculul în etapele a) şi b) se propune utilizarea graficului din fig. 8.2.

P

n

PII I

III IV

e1

e2 e3 e4e5

t1

t2

t3

t4

CC C C

CCe6

i

i

i

i

v v v

v

v

v

1

1

2

2

a2

a1P1

P2

Pd

u1P =P + Pr a

P =P + P + Pr a du2

Fig. 8.2. Evaluarea consumului de combustibil in faza de mers cu

viteză constantă şi/sau accelerat


127

În cadranul II cu coordonatele p,V sunt curbele puterilor necesare la deplasarea cu viteză constantă (Pu1

) şi cu viteză uniform accelerată (Pu2). Diferenţa

pe ordonată dintre cele două curbe corespunde puterii consumate pentru accelerare cu o anumită acceleraţia constantă (a). Aceste curbe se obţin cu relaţii analitice de calcul din bilanţul de putere:

tr13vAxc

21vfaGaPrP1P

η⋅⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ ⋅⋅⋅ρ⋅+⋅⋅=+= (8.1)

tr1

aGgdt

dv3vAxc21vfaGdPaPrP1P

η⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅

δ⋅+⋅⋅⋅ρ⋅+⋅⋅=++=

(8.2) În cadranul I este reprezentată în coordonate (P-n) caracteristica complexă a motorului.

Caracteristica complexă este o caracteristică multiparametrică obţinută prin completarea caracteristicii de turaţie cu curbele izoconsumurilor specifice de combustibil (Cei

). Această caracteristică este obţinută experimental pentru motorul ce urmează a echipa autoturismul.

În cadranul IV sunt reprezentate un număr de drepte egal cu al treptelor din cutia de viteze, drepte date de ecuaţia :

tk

rk i

rn30

V⋅

⋅π

= (8.3)

cu k = 1...n -numărul de trepte de viteză; rr - raza de rulare a roţii; itk - raportul de transmitere al transmisiei în treapta "k". Dreptele din cadranul IV fac trecerea de la abcisa "v" la abcisa "n".

a) Determinarea consumului de combustibil la deplasarea cu viteză constantă ( V = ct.)

Fie v1, viteza constantă de deplasare. Parcurgând sensul indicat de săgeţi

se determină în caracteristica puterilor puterea “P1” necesară autopropulsării iar în

caracteristica complexă consumul specific de combustibil (s-a considerat deplasarea în treapta a patra, deci schimbarea absciselor s-a făcut după dreapta it4.) Cu valorile determinate se obţine un consum orar:

100Pc

Q 15eh

⋅= (8.4)

şi un consum în litri / 100km:

1

15e

1

l100 v10

PcV

100QQ⋅γ⋅

⋅=⋅= (8.5)

unde γ este greutatea specifică a combustibilului. După procedeul de mai sus se procedează pentru orice valoare constantă a vitezei.

b) Determinarea consumului de combustibil la deplasarea uniform accelerată.

Se împarte abscisa v în "k" intervale echidistante de lăţime “Δv”. Se cuprinde astfel regimul uniform accelerat sub forma :


128

tavv o ⋅+= (8.6) în şirul :

vivvk

1ioi Δ⋅+= ∑

= (8.7)

unde: vo este viteza iniţială; a - accelaraţia mişcării; t - timpul mişcării accelerate.

În fig. 8.2 parcurgând sensul indicat prin săgeti se determină pe curba Pu2

ordonata P2 şi prin punctul a

2 consumul specific de combustibil (ce7

) (s-a considerat demarajul în treapta a doua).

Conform valorilor P2 şi c

ef se calculează consumul orar de combustibil :

1000cP

Q 7e2h

⋅= (8.8)

Se repetă procedeul pentru alte valori ale vitezei : vvv i Δ+= (8.9)

şi se calculează parametrii Qh după relaţia (8.8). Cu valorile obţinute se construieşte graficul din figura 8.3 La sporirea vitezei de la v la v+Δv se consumă o cantitate de combustibil :

tQQ 2h2 Δ⋅= (8.10) unde Δt este timpul în ore de sporire a vitezei cu Δv.

v

Q

v2 v + v2

h

Qh2

Δ vΔ

vΔ

Fig. 8.3.Caracteristica consumului orar al automobilului Qh=f(v).

Din expresia acceleraţiei tv

dtdva

ΔΔ

== relaţia (8.10) devine :

vQa1

avQQ 2h2h2 Δ⋅⋅=

Δ⋅= (8.11)


129

Din relaţia de mai sus rezultă că determinarea consumului de combustibil consumat la demarajul cu accceleraţia "a" se face integrând grafic sau numeric funcţia Qu = f(u), reprezentată în figura 8.3. Combustibilul consumat în faza demarajului va fi :

( )∫ +++⋅⋅

=⋅⋅= hn2h1hhd Q...QQa6,3

vdvQa1Q (8.12)

Corespunzător sporirii vitezei în intervalul V0…Vn automobilul va parcurge un spaţiu :

a26vv

S20

2n

d ⋅−

= (8.13)

Raportul :

γ==

100SQ

Qd

dl100 (8.14)

dă valoarea parametrului de consum la deplasarea automobilului cu viteză accelerată.

c) Determinarea consumului la deplasarea uniform deccelerată (mers în gol forţat)

Metoda propusă se foloseşte pentru a determina dependenţele din graficul cuprins în figura 8.4.

În cadranul I este cuprinsă variaţia consumului de combustibil al motorului la mersul în gol forţat (cu motorul decuplat de transmisie) funcţie de transmisie. O asemenea caracteristică se obţine experimental prin încercări de stand ale motorului. În cadranul II sunt construite dreptele i

ti de schimbare a ordonatei “v” în

abcisa “n” funcţie de treapta cuplată în cutia de viteze.

n

I

II

t1

t2

t3

t4

i

i

i

iv

c

c

c

v1

Δv

g0

g1

g

a

n 0

Fig.8.4 Caracteristica consumului specific la mersîn gol forţat


130

Se împarte ordonata “v” în k intervale Δv echidistante. Din definirea deceleraţiei (d) :

tv

dtdvd

ΔΔ

== , se obţine: v = d·t (8.15)

Pentru o valoare vi a vitezei după direcţia săgeţilor se obţine valoarea la cgi a consumului specific la mers în gol forţat. Rezultă după procedeul de mai sus că la decelerarea de la viteza iniţială vi la cea finală vf se consumă o cantitate de combustibil :

( )∫ +++⋅⋅

=⋅⋅= gn2g1ggf c...ccd6,3

vdvcd1Q (8.16)

Raportând consumul Qf la spaţiul :

d26vv

S2f

2i

f ⋅−

= (8.17)

se obţine :

γ

⋅=100

SQ

Qf

fl100 (8.18)

care dă valoarea parametrilor de consum la mers într-un regim de decelerare. d) Determinarea consumului de combustibil la mersul în gol liber. În condiţiile de autopropulsare sunt două situaţii de mers în gol a motorului: - deplasare prin inerţie cu motorul decuplat; - oprire de aşteptare cu motorul în funcţiune. Pentru mersul liber prin inerţie un timp de “t” secunde de la viteza vi până la v

f cu decelaraţia d se obţin mărimile:

γ⋅=

⋅−

=⋅

=100

SQQ;

d26vvS;

6,3tc

Ql

ll100

o

2f

2i

cgo

l (8.19)

În cazul opririlor de aşteptare un timp ta se obţine:

0S;6,3

tcQ a

agoa =

⋅= (8.20)

Pentru determinarea consumului de combustibil la parcursul urban care cuprinde secvenţele ciclului se calculează cu relaţia :

(8.21) unde : m - este numărul de viteze constante folosite ti ore;

Qh (rel. 8.4); n - numărul valorilor de acceleraţii constante;

( )∑∑∑∑

∑∑∑∑∑

====

=====

+++⋅

++++

⋅γ

= p

1ele

o

1kfk

n

1jdj

m

1iii

r

1tat

p

1eie

o

1kfk

n

1jdj

m

1ihi

cl100

SSStV

QQQQQ100Q


131

Qd (rel. 8.11); Sd (rel. 8.12); o - numărul valorilor de deceleraţie constante pentru mersul în gol forţat; Qf (rel. 8,16); Sf (rel. 8.17); p- numărul de deceleraţii constante pentru mersul în gol liber; Qe şi Se (rel. 8.19); r - numărul valorilor de timp pentru opriri de aşteptare:

Qa (rel. 8.20); Deoarece regulamentele ECE, consideră în afara consumurilor din norme STAS şi consumul mediu echivalent definit pentru un parcurs de 100 km din care 50 km pe ciclul descris mai sus, 25 km cu viteza v=90 km/h, cu elementele determinate mai sus rezultă :

( ) ( ) ( )Vil100Vic

l100cmed

l100 QQQ ⋅β+⋅β= (8.22)

unde: βc,Vi este spaţiul relativ de deplasare în condiţiile: c - ciclul urban; vi –viteze de valori constante (vi = constantă); ( ∑β= 1);

( )cl100Q - consumul de combustibil pentru 100 km parcurşi pe

ciclul urban; ( )Vi

l100Q - consumul de combustibil pentru 100 km parcurşi cu

fiecare din vitezele Vi. Exemplu de calcul

Pentru un autoturism de clasă medie, rezultatele obţinute prin calcul cu ajutorul calculatorului, pentru combustibilul consumat la parcurgerea ciclului sunt urmatoarele (procentele sunt din consumul total pe ciclu):

Consum pentru mersul în gol: 11.8 l/100km, (9.5%) Consum în accelerare : 43.5 l/100km, (34.9%) Consum la viteze constante: 48.3 l/100km, (38.8%) Consum în decelerare: 21.0 l/100km, (16.8%)

Consumul de combustibil pentru 100 km parcurşi pe ciclul urban:

7,41 l/100km Consumul mediu echivalent pentru 100 km: 7,83 l/100 km.

8.2. Determinarea consumului de combustibil pentru autovehiculul ce urmează a fi echipat cu un motor la care nu sunt cunoscute caracteristicile consumului de combustibil. In cazul în care nu se cunosc caracteristicile de consum de combustibil ale motorului, evaluarea parformanţelor consumului de combustibil al autovehiculului se face prin calculul cantitătii de combustibil necesară efectuării parcursului de referinţă in condiţiile specifice standardele de consum de combustibil.


132

Conform principiului lui Carnot nu se poate transforma în energie utilă mai mult de 40% din energia consumată. In practică la un motor cu aprindere prin scânteie se risipeşte 70…75% din energia combustibilului consumat (în oraş până la cca 85%), iar la un motor cu aprindere prin comprimare, având un randament mai ridicat, numai 60%. Aceasta înseamnă că din 10 litri de combustibil pot fi utilizaţi cel mult 3 litri la autovehiculele echipate cu MAS şi de cel mult 4 litri la autoturismele echipate cu MAC. Energia acestor 3 sau 4 litri de combustibili într-un bilanţ energetic este reprezentată astfel:

- imperfecţiunile motorului care face ca o parte din combustibil să treaca fară a se transforma, in gazele de evacuare;

- disiparea energiei sub formă de căldură transmisă prin chiulasă, colector, ţeavă de eşapament, bloc motor etc;

- frecări mecanice: piston-cilindru, bielă-arbore cotit, lagăre; - antrenare accesorii: pompe, ventilator, alternator etc; - efectul de pompaj al amestecului de admisie; - organele transmisiei: angrenajele cutiei de viteze, punţi motoare, jocuri în

arborii transmisiilor etc; - învingerea rezistenţei la rulare şi a rezistenţei aerului; - sporirea vitezei de deplasare a autovehiculului; - invingerea eventualelor pante ale drumului.

Regulamentul ECE, consideră consumul mediu echivalent pentru un parcurs de 100 km din care 50 km pe ciclul descris mai sus, 25 km cu viteza v=90 km/h.

Din expresia lucrului mecanic necesar efectuării parcursului de control de 100 km, obţinut prin arderea combustibilului, cantitatea de combustibil consumat, exprimată in litri pentru 100 km ( l

100Q ) este dată de relaţia:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∑ ∑⋅+⋅+

⋅⋅

η⋅η⋅η⋅γ⋅=

km100litriR25R25

SL50

q10Q 12090

ciclu

ciclu

trmi

3l100

(8.23) unde: q [J/kg] este puterea calorifică a combustibilului cu valorile: benzina: q=46.106 j/kg; motorină: q=42.106 j/kg; γ [kg/m3] – densitatea combustibilului, cu valoarile: benzina: γ =750 kg/m3; motorină: γ =780 kg/m3; ηi − randamentul indicat al motorului cu valorile: la funcţionarea pe caracteristica externă: MAS: 0,25…0,33; MAC: 0,35…0,40

la funcţionarea pe caracteristici parţiale: MAS: 0,10…0,20; MAC: 0,15…0,30. ηm − randamentul mecanic al motorului cu valorile: MAS: 0,70…0,85; MAC făra supraalimentare: 0,70…0,82 MAC cu supraalimentare: 0,80…0,90


133

ηtr − randamentul transmisiei automobilului, cu valoarea determinata in paragraful 5.1. Lciclu – lucru mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE /324, regulamentul 15. Sciclu =1018 m – lungimea spaţiului parcurs de autovehicul la efectuarea unui ciclu. ∑ 90R - suma forţelor de rezistenţă la înaintare corespunzătoare deplasării autovehiculului pe distanţa de 25 km cu viteza constanţa de 90 km/h; ∑ 120R - suma forţelor de rezistenţă la înaintare corespunzătoare deplasării autovehiculului pe distanţa de 25 km cu viteza constanţa de 120 km/h.

8.2.1. Determinarea lucrului mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE.

Conform parcursului urban simulat, secvenţele ciclului descris cuprind deplasări cu viteză constantă, deplasări uniform accelerate, deplasări uniform decelerate şi mers în gol.

Din cele patru regimuri, semnificative pentru consumul de combustibil, sunt primele trei deoarece necesită un consum de energie pentru parcurgerea lor dat de relaţia:

daerrulciclu LLLL ++= (8.24) unde:

Lrul este lucrul mecanic consumat de rezistenţa la rulare; Laer – lucrul mecanic consumat de rezistenţa aerului; Ld – lucrul mecanic consumat de rezistenţa la demarare.

a. Lucrul mecanic al rezistentei la rulare, Expresia lucrului mecanic al rezistenţei la rulare este dat de realaţia: ciclu0arul SfgmL ⋅⋅⋅= (8.25) unde: ma [kg] este masa totală a autovehiculului; g=9,81 [m/s2] – acceleraţia gravitaţionala; f0 – coeficientul rezistentei la rulare.

Sciclu=1018 [m] - lungimea spaţiului parcurs de autovehicul la efectuarea unui ciclu.

Legat de coeficientul rezistentei la rulare, luând in considerare vitezele reduse de deplasare la parcurgerea secventelor din ciclul referit, valoarea adoptata a coeficientului rezistenţei la rulare va ţine seama de indicaţiile din paragraful 3.1.3.

Cu valorile f=f0, la parcurgerea ciclului definit mai sus, lucrul mecanic

necesar învingerii rezistenţei la rulare este: 0a0arul fm9986fgm81,91018L ⋅⋅=⋅⋅⋅⋅= [J] (8.26) b. Lucrul mecanic al rezistenţei aerului, Expresia lucrului mecanic al rezistenţei aerului este dată de relaţia:


134

∫ ⋅⋅⋅⋅ρ⋅= i3ixa dsvAc

21L (8.27)

unde: ρ=1,22 [kg/m3] este densitatea aerului; cx – coeficientul de rezistenţă al aerului (paragraful 3.2.3.); A [m2] – aria secţiunii transversale maxime (paragraful 3.2.3.);

vi [m/s] – viteza autovehiculului la parcurgerea unei secvente “i” a ciclului; sI [m] – spaţiul parcurs de autovehicul în secventa “i”.

In funcţie de regimul de deplasare al autovehiculului în diversele secventele ale ciclului - deplasări cu viteză constantă, deplasări uniform accelerate, deplasări uniform decelerate - expresiile lucrului mecanic consumat de rezistenţa aerului sunt prezentate în tabelul 8.1.

Tabelul 8.1. Expresii de calcul ale lucrului mecanic al rezistenţei aerului Viteza [m/s]Nr.

crt. Secvenţa Acceleraţia[m/s2] initială finală

Durata[s]

Lucrul mecanic al rezistentei aerului [J]

1. Accelerare a1 vi vf t 1 41

31x taAc

81

⋅⋅⋅⋅ρ⋅

2. Viteză constantă - vi=vf=v2 t 2 2

32x tvAc

21

⋅⋅⋅⋅ρ⋅

3. Decelerare a3 vi vf t 3

BtVAc21

33fx ⋅⋅⋅⋅⋅ρ⋅

unde:

( )⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛⋅+

⋅⋅+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ ⋅+= 3

33f

332

f33 ta

41

vta

23

vta1B

4. Schimbare treaptă viteză - vi=vf=vo t 0 0

30x tvAc

21

⋅⋅⋅⋅ρ⋅

Cu valorile de mai sus, la parcurgerea ciclului definit mai sus, lucrul

mecanic necesar învingerii rezistenţei aerului este: Laer= 93.500 Acx ⋅⋅ [J] (8.28)

c. Lucrul mecanic al rezistenţei la demarare, Expresia lucrului mecani al rezistenţei la demarare este dată de relaţia:

∫ ⋅⋅δ⋅= iikad dsamL (8.29) unde:

ma [kg] – masa totală a autovehiculului δk – coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie când este cuplată treapta ‘k’ de viteză (paragraful 3.4.); ai [m/s2] – acceleraţia autovehiculului in secventa “i” considerată; si [m] – spaţiul parcurs de autovehicul în secventa “i”.

In funcţie de regimul de deplasare al autovehiculului în diversele secventele ale ciclului, este necesar un consum de energie pentru învingerea rezistenţei aerului numai în regimul accelerării.

Lucrul mecanic de decelerare este pierdut prin frânare, astfel că el nu se regaseşte in bilantul consumului de combustibil al autovehiculului.


135

Corespunzător secvenţei din ciclu, expresiile lucrului mecanic consumat de

rezistenţa la demarare sunt prezentate în tabelul 8.2.

Tabelul 8.2. Expresii de calcul ale lucrului mecanic al rezistenţei la demarare Viteza [m/s] Nr.

crt. Secvenţa Acceleraţi

a [m/s2] initială finală

Durata[s]

Lucrul mecanic al rezistentei aerului [J]

1. Accelerare de pe loc a1 0 vf t 1

2t

am212

1ka ⋅⋅δ⋅

2. Accelerare intre două viteze a2 vi vf t 2 )

2ta

t6,3

v(am222

2i

2ka⋅

+⋅⋅⋅δ⋅

Cu valorile de mai sus, la parcurgerea ciclului definit mai sus, lucrul

mecanic necesar învingerii rezistenţei la demarare este: ( )321ad 09,4943,6987,25mL δ⋅++δ⋅+δ⋅⋅= [J] (8.30)

Din dezvoltarile de mai sus, se obţine pentru lucrul mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE relaţia:

Lciclu= 0a fm9986 ⋅⋅ +3.500 Acx ⋅⋅ + ( )321a 09,4943,6987,25m δ⋅++δ⋅+δ⋅⋅ (8.31)

8.2.2. Determinarea lucrului mecanic necesar deplasării cu viteze constante

Pentru determinarea consumului de control de combustibil Regulamentul

ECE, consideră consumul mediu echivalent exprimat în litri pentru un parcurs de 100 km din care 25 km sunt parcurşi cu viteza constantă v=90 km/h şi 25 km sunt parcurşi cu viteza constantă v=120 km/h Expresia lucrului mecanic necesar deplasării cu viteza constantă este: ∑ ⋅== iictv SRL

i [J] (8.32)

unde:

⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ ⋅⋅⋅ρ⋅+⋅⋅∑ = 2ixiai vAc

21fgmR este suma rezistentelor la

înaintere corespunzătoare deplasării cu viteze constante vi; vi [m/s] este viteza constantă de deplasare (după caz

256,3

90vi == m/s şi respectiv 33,336,3

120vi == m/s);

fi – coeficientul rezistenţei la rulare corespunzătoare vitezei constante de deplasare (vezi paragraful 3.1.3); Si= 25.103 m – parcursul cu viteza vi= constantă.


136

8.3. Exemplu de calcul Tema de proiect: pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizină care are viteza maximă hkm185vmax = , să se determine pentru parcursului de control de

100 km, cantitatea de combustibil consumat, ( l100Q ).

Pentru autoturismul din tema de proiectare principalele mărimi de calcul sunt prezentate în tabelul 8.3.

Tabelul 8.3. Parametrii de calcul ai autoturismului mo cx A ηtr δ1 δ2 δ3 f0 f90 f120 Tip motor ηi ηm

[Kg] - [m2] - - - - - - - - - 1500 0,38 1,8 0,92 1,28 1,2 1,05 0,015 0,017 0,019 MAS 0,3 0,85

a) Lucrul mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE (rel.8.31): Lciclu= 0a fm9986 ⋅⋅ +3.500 Acx ⋅⋅ + ( )321a 09,4943,6987,25m δ⋅++δ⋅+δ⋅⋅

( ) ]J[040.47905,109,492,143,6928,187,25500.18,138,0500.3015,0500.1986.9Lciclu

=⋅+⋅+⋅⋅+

+⋅⋅+⋅⋅=

b) Lucrul mecanic necesar parcurgerii distanţei de control de 50 km pe ciclul ECE:

]J[10528.231018

040.4791050S

L1050L 33

ciclu

ciclu3

50 ⋅=⋅⋅

=⋅⋅

=

c) Lucrul mecanic necesar deplasarii cu viteza constantă de 90 km/h pe distanţa de 25 km (rel.8.32):

]J[10800.12

258,138,0225,121017,081,9500.11025RSL

3

23909090

⋅=

=⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ ⋅⋅⋅⋅+⋅⋅⋅⋅∑ =⋅=

d) Lucrul mecanic necesar deplasarii cu viteza constantă de 120 km/h pe distanţa de 25 km (rel.8.32):

]J[10256.18

33,338,138,0225,121018,081,9500.11025RSL

3

23120120120

⋅=

=⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛ ⋅⋅⋅⋅+⋅⋅⋅⋅∑ =⋅=

e) Cantitatea de combustibil consumată (rel.8.23):

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∑ ∑⋅+⋅+

⋅⋅

η⋅η⋅η⋅γ⋅=

km100litriR25R25

SL50

q10Q 12090

ciclu

ciclu

trmi

3l100

sau, prin inlocuire:

( ) ⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡=++⋅⋅⋅⋅⋅⋅

=km100

litri74,6256.18800.12528.2392,085,03,07501046

10Q 6

6l100

9

STABILITATEA ŞI MANIABILITATEA AUTOVEHICULULUI 9.1.Stabilitatea autovehiculului

Prin stabilitatea autovehiculului se defineşte proprietatea acestuia de a rămâne în permanenţă în contact cu calea de rulare şi de a urmări traiectoria impusă de conducătorul auto. Pierderea stabilităţii se produce la apariţia patinării, alunecării, derapării sau răsturnării autovehiculului.

Dacă la aprecierea curentă a performanţelor autovehiculelor şi în special ale autoturismelor, printre termenii frecvent folosiţi, privind performanţele motorului (puterea maximă,consumul orar sau consumul specific, etc.) sau ale întregului autovehicul (acceleraţia, viteza maximă, timpul şi spaţiul de demarare, timpul şi spaţiul de frânare, organizarea şi compunerea transmisiei, tipul frânelor, direcţiei şi suspensiei, consumul de combustibil la 100 de km, dotările şi echipamentele folosite, etc.) arareori se regăsesc şi informaţii sau aprecieri privind limitele de asigurare a stabilităţii, pe care autovehiculul este capabil să le îndeplinească în anumite regimuri de deplasare.

Apreciem că sunt dificil de precizat astfel de performanţe şi criterii limită, având în vedere diversitatea regimurilor de deplasare pe care un autovehicul le poate avea de-a lungul vieţii sale. Dată fiind însă importanţa păstrării stabilităţii autovehiculului în orice condiţii de deplasare, pentru siguranţa pasagerilor aflaţi în interior cât şi pentru ceilalţi participanţi la trafic, pentru siguranţa mărfurilor transportate, ţinând seama şi de viteza de deplasare, astfel de criterii devin tot mai necesar a fi stabilite şi precizate, încă din faza de concepţie şi făcute cunoscute oricărui cumpărător de autovehicule, pentru ca cei interesaţi de produsele respective să cunoască modul lor de folosire, fără pierderea stabilităţii.

Este dăunător şi neeconomic ca un autovehicul să nu corespundă din punct de vedere tehnic tot timpul, ca unele din părţile sale componente să nu atingă sau să nu-şi menţină parametrii de funcţionare prevăzuţi de către fabricant, dar este extrem de periculos ca el să-şi piardă stabilitatea, indiferent de cauzele care ar genera acest fapt, deoarece, în astfel de situaţii, se pierde şi controlul autovehiculului respectiv, cu toate consecinţele care decurg de aici.

Având în vedere multitudinea condiţiilor de deplasare pe care un autovehicul le poate asigura, ca şi multitudinea situaţiilor întâlnite în practica conducerii rutiere, nu pot fi precizate mereu limtele de stabilitate sau comportamentul la limită al autovehiculului pentru toate aceste regimuri.Totuşi anumite regimuri preponderent întâlnite pot fi analizate, putându-se determina condiţiile limită la care se poate pierde stabilitatea autovehiculului. Astfel în cele ce urmează vor fi analizate condiţiile de stabilitate ale autovehiculului la deplasarea rectilinie şi în viraj.


9.1.1 Stabilitatea longitudinală a autovehiculului

Pierderea stabilităţii longitudinale a autovehiculului apare la urcarea

rampelor sau coborârea pantelor mari, în timpul demarajului sau frânării, prin patinare sau alunecare longitudinală sau prin răsturnare.

Pentru analiza posibilităţilor de pierdere a stabilităţii longitudinale a autovehiculului cu puntea motoare în spate, aflat în regim de mişcare accelerată pe o rampă de unghi α, în figura 9.1 se prezintă un model mecanic echivalent al automobilului, determinat prin izolarea acestuia faţa de cale si mediu, pe baza căruia, in condiţii statice de echilibru se pot scrie urmatoarele ecuaţii:

α

1

b

aL

2X

Mrul2Z2

G sinha

arul1M

Z

Mi1

hg

aG c

os

G

α

gc

v

i2M

R a

α a

R dX1

Fig.9.1. Studiul stabilităţii la urcarea rampelor

:0Fx∑ = 0dRaRsinaG2X1X =−−α⋅−+ (9.1)

∑ = :0Fy 0cosGZZ a21 =α⋅−+ (9.2) unde:

- X1+X2=Fr-Rr este rezultanta fortelor de tracţiune, Fr- forţa la roata; Rr- rezistenţa la rularea roţilor, Ga - greutatea totală a autovehiculului, Rd, Ra - rezistenţele la demarare;

- Z1 şi Z2 reprezintă reacţiunile verticale la puntea faţă, respectiv, spate. Pierderea stabilităţii autovehiculului prin răsturnare apare prin tendinţa de rotire a autovehiculului în jurul unei axe care uneşte centrele roţilor spate cu calea şi se poate produce atunci când suma momentelor de răsturnare depăşeşte suma momentelor stabilizatoare, scrise în raport cu centrul de greutate adică:

( ) gr21gaagr hRdZaZhhRhF ⋅+⋅>⋅+−⋅+⋅ (9.3)

Deoarece în momentul răsturnării Z1 =0 şi α⋅= cosGZ a2 şi tinând seama că forţa la roată este: darar RRRsinGF +++α⋅= , rezultă inegalitatea:

Stabilitatea şi maniabilitatea autovehiculelor

139

( ) ( ) ghrRb2ZghahaRghdRaRrRsinaGgh ⋅+⋅≥−⋅+⋅+++α⋅⋅ (9.4) sau:

( ) bcosGhRhRsinG aaagda ⋅α⋅≥⋅+⋅+α⋅ (9.5) Ţinând seama că răsturnarea se poate produce pe rampe mari, când

vitezele sunt reduse şi constante iar rezistenţa aerului Ra este foarte mică, la limită neglijabilă în rapot cu celelalte forţe, se obţine:

bcosGhsinG aga ⋅α⋅≥⋅α⋅ (9.6) Din care condiţia de răsturnare a autovehiculului în jurul axei roţilor din

spate se obţine sub forma:

gr h

btg ≥α (9.7)

Pierderea stabilităţii autovehiculului la urcarea unei rampe, prin patinarea roţilor motoare, se poate produce atunci când forţa de tracţiune depăşeşte forţa de aderenţa, adică:

2Z2X1X ⋅ϕ≥+ (9.8) unde:- Z2 este reacţiunea verticală a căii de rulare la puntea motoare spate.

Cunoscând valorea reacţiunii Z2, în condiţiile în care Ra~0, Rd=0, Rr~0, din relaţia 9.8 rezultă:

( )α⋅+α⋅⋅⋅ϕ≥α⋅ sinhcosaL

GsinG g

aa (9.9)

Echivalentă cu relaţia:

gp hL

atg⋅ϕ−ϕ⋅

≥α (9.10)

în care αp este unghiul rampei la care apare patinarea roţilor motoare spate. Deoarece din punct de vedere al consecinţelor pierderea stabilităţii prin patinare este mai puţin periculasă decât pierderea stabilităţii prin răsturnere, constructiv se pune condiţia ca patinarea să se producă înaintea apariţiei răsturnării, respectiv tg αp ≤ tg ∝r , pentru care din relaţiile 9.7. şi 9.10. se obţine:

ghL

a⋅ϕ−ϕ⋅ ≤

ghb (9.11)

sau

φ ≤ gh

b (9.12)

În cazul tracţiunii pe puntea din faţă, punând condiţia ca patinarea să apară înintea răsturnării şi ţinând seama de inegalitatea 9.7. se poate scrie relaţia:

ghLb⋅ϕ+

⋅ϕ ≤ gh

b (9.13)

care devine: L ≥ 0 (9.14)

Inecuaţia este permanent respectată, ceea ce arată că în cazul tracţiunii pe puntea din faţă a autovehiculului răsturnarea acestuia în jurul axei punţii spate nu este posibilă, deoarece la orice valoare a coeficientului de aderenţă φ,


patinarea roţilor motoare faţă apare înainte de a se ajunge la condiţia de răsturnare.

În cazul tracţiunii integrale , ţinând seama de inegalitatea 9.7. se poate scrie relaţia:

ghb

>ϕ (9.15.)

Cunoscând că, în general, b > hg , raportul acestor mărimi este supraunitar şi, în consecinţă, este mai mare decât valoarea uzuală a coeficientului de aderenţă φ. Aceasta înseamnă că răsturnarea este foarte puţin probabilă, deoarece este precedată de patinare sau alunecare longitudinală. În tabelul 9.1 sunt prezentate valori orientative pentru valorile limită ale unghiurilor de patinare αp, respectiv de răsturnare, αr, pentru diferite autoturisme româneşti, calculate pentru o valoare medie a coeficientului de aderenţă φ = 0,8.

Tabelul 9.1 Valori ale unghiurilor de stabilitate longitudinală pentru răsturnare şi pentru alunecare

Nr. crt

Denumire autoturism

Ga daN

G1 daN

G2 daN

a mm

b mm

L mm

hg mm

αr [0]

αp [0]

1 Dacia 1300 break 1330 650 680 1248 1193 2441 610 63 18 2 Dacia 1304 4x2 2230 720 1510 1811 864 2675 571 57 13 3 Dacia 1304 4x4 2120 628 1492 1811 864 2675 576 58 33 4 Dacia 1307 4x4 2100 690 1410 1876 919 2795 570 58 33 5 Aro 244

motor Peugeot 2450 970 1480 1429 921 2350 817 48 34

6 Aro 244 motor L-27

2450 1005 1445 1386 964 2350 830 49 33

7 Aro 10.4 motor 102-22 Dacia

1825 790 1035 1361 1039 2400 610 60 29

8 Aro 10.4 motor Renault mas

1825 820 1005 1347 1053 2400 617 60 29

9 Aro 10.4 motor Renault mac

1825 840 985 1295 1105 2400 595 62 28

9.1.2 Stabilitatea transversală la mersul în viraj

Ca si in cazul stabilităţii longitudinale, pierderea stabilitătii transversale se

poate manifesta prin răsturnare în jurul unei axe care uneşte centrele de contact ale rotilor exterioare virajului cu calea sau prin alunecare după direcţia radiala a curbei.

Pentru determinarea condiţiilor de stabilitate transversală în figura 9.2 se prezintă un model mecanic echivalent al automobilului, determinat prin izolarea acestuia faţa de cale si mediu, pe baza căruia se va exprima condiţia de echilibru static, scriind ecuaţia de momente, faţă de dreapta ce uneşte punctele de contact cu calea, ale roţilor din dreapta, fig.9.2:

Răsturnarea automobilului poate apărea atunci când suma momentelor de răsturnare, faţă de dreapta care uneşte punctele de contact ale roţilor cu calea de


141

rulare, de pe partea dreaptă, este mai mare decât suma momentelor de stabilitate, în raport cu aceeaşi dreaptă.

ca

βcF sinFc

F cos G sinβ

β

β

Zd

Ga

Yd

Ys

B

hg

Zs

β

aG cos β

Fig.9.2. Schema automobilului în viraj

( ) ( )2BcosaGsincFghsinaGcoscFBsZ ⋅β⋅+β⋅>⋅β⋅−β⋅+⋅ (9.16)

unde: Rv

gG

F2

ac ⋅= este forţa centrifgă;

V- viteza autovehiculului [m/s]; R- raza de virare a autovehiculului [m]

Zs – suma reacţiunilor normale la rotile de pe partea stânga a autovehiculului β - unghiul de inclinare transversală a drumului; B- ecartamentul autovehiculului.

Dacă se ţine seama că la apariţia răsturnării Zs=0, din relaţia 9.16. se poate calcula tangenta unghiului la care poate apărea răsturnarea:

tg β = a

gc

ag

c

Gh2

BF

Gh2

BF

+⋅

⋅

⋅⋅

−

(9.17)

Înlocuind expresia forţei centrifuge, dată de relaţia 9.17, în relaţia 9.16, se obţine:


tg βr = 1

h2B

Rgv

h2B

Rgv

g

2g

2

+⋅

⋅⋅

⋅−

⋅ (9.18)

Din relaţia 9.18 se poate obţine valoarea vitezei limită de răsturnare Vr a unui autovehicul, care se deplasează în viraj, având raza curbei R:

vr = β⋅

⋅−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛β+

⋅⋅⋅

tgh2

B1

tgh2

BRg

g

g [m/s] (9.19)

Din relaţia 9.19 se observă că prin mărirea unghiului β, de înclinare transversală a drumului, se obţine creşterea vitezei limită de răsturnare, iar la

valoarea tg β =Bh2 g⋅

, viteza autovehiculului poate să devină oricât de mare

fără ca să se mai producă răsturnarea (Vr = ∞). Cu cât vitezele de deplasare ale autovehiculului sunt mai mari cu atât mai mult trebuie inclinate căile de rulare în viraje.

Dacă autovehiculul se deplasează în viraj, pe o cale de rulare fara suprainălţare transversală (β =0), viteza limită de răsturnarea este:

vr = gh2BRg

⋅⋅⋅ [m/s] (9.20)

La deplasarea în viraj autovehiculul îşi poate pierde stabilitatea şi prin derapare spre exteriorul curbei, de-a lungul razei de curbura a drumului. Deraparea autovehiculului apare dacă este îndeplinită condiţia: dsac YYsinGcosF +>β⋅−β⋅ (9.21) unde Ys şi Yd sunt forţele laterale de ghidare (reacţiuni transversale).

Valoarea maximă a sumei reacţiunilor transversale este limitată de forţa de aderenţă transversală: ( )β⋅+β⋅⋅ϕ=+ cosGsinFYY acds (9.22) Înlocuind în relaţia 9.22 se obţine: ( )β⋅+β⋅⋅ϕ>β⋅−β⋅ cosGsinFsinGcosF acac (9.23) Din inegalitatea 9.23 rezultă valoarea limită a unghiului de înclinare transversală a drumului, la care apare deraparea laterală a autovehiculului:

tg βp = ac

ac

GFGF

+⋅ϕ⋅ϕ−

(9.24)

Dacă se înlocuieşte expresia forţei centrifuge Rv

gG

F2

ac ⋅= , se obţine:


143

tg βp = g

Rv

gRv

2

2

+⋅ϕ

⋅ϕ− (9.25)

Din relaţia 9.25 se poate determina valoarea vitezei limită de deplasare a autovehiculului în viraj, pe drum înclinat cu unghiul β, la care poate apărea deraparea laterală:

vd = ( )β⋅ϕ−

β+ϕ⋅⋅tg1

tggR (9.26)

La intrarea în viraj, pe drum făra supraînălţare transversală, (β = 0), viteza limită de deplasare la care apare deraparea va fi: vd = ϕ⋅⋅Rg [m/s] (9.27)

În calculele efectuate nu s-a ţinut seama că în suprafaţa de contact a roţilor cu calea de rulare mai acţionează şi forţe tangenţiale, de tracţiune sau de frânare, care determină ca, atât patinarea cât şi răsturnarea, să apară mai repede decât o arată, prin calcul, relaţiile anterior determinate.

Având în vedere faptul că răsturnarea transversală, ca, de altfel, orice tip de răsturnare, este mai periculoasă decât deraparea laterală, se recomandă ca viteza limită de derapare Vr să fie mai mică decât viteza limită de răsturnare Vd, adică este de preferat ca deraparea laterală a autovehiculului să apară înaintea răsturnării:

ϕ⋅⋅Rg <gh2BRg

⋅⋅⋅ (9.28)

echivalentă cu relaţia:

φ < gh2

B⋅

(9.29)

Relaţia 9.29 este, în general, îndeplinită la cele mai multe autovehicule, putând, uneori, exista şi excepţii de la regulă, cum este cazul autobuzelor supraetajate.

Din relaţia 9.19, pentru un autovehicul cunoscut, se pot determina valorile unghiului βr de înclinare transversală a drumului, la care poate apărea răsturnarea autovehiculului în viraj, în funcţie de viteza sa de deplasare.

Procedând îm mod similar, din relaţia 9.25 se pot determina valorile unghiului βp de înclinare transversală a drumului, la care poate apărea deraparea laterală a autovehiculului, cunoscând viteza sa de deplasare în viraj şi mărimea razei de curbură a drumului.

Din relaţia 9.26, se pot determina valorile vitezei limită Vp, la care poate apărea deraparea laterală a autovehiculului, păstrând raza curbei R constantă şi cunoscând valorile unghiului βp.

În tabelul 9.3. sunt prezentate valori orientative pentru viteza de patinare laterală în viraj Vp şi pentru viteza de răsturnare Vr pentru diferite autoturisme româneşti, calculate pentru o valoare medie a coeficientului de aderenţă φ = 0,8 şi raza curbei R=50 m.


Tabelul 9.3. Valori ale vitezelor de stabilitate transversală pentru răsturnare şi pentru derapare laterală

Nr. crt

Denumire autoturism

Go daN

G1 daN

G2 daN

B mm

hg mm

φ R m

β [0]

Vp km/h

Vr km/h

1 Dacia 1310 Break 1330 650 680 1312 610 0,8 50 17 97 115 2 Dacia 1304 4x2 1080 600 480 1312 571 0,8 50 17 97 121 3 Dacia 1304 cu obloane 1115 595 620 1312 576 0,8 50 17 97 107 4 Dacia 1410 berlina 920 535 385 1312 570 0,8 50 17 97 107 5 Aro 240

motorL-27D 1550 800 750 1445 817 0,8 50 17 97 103

6 Aro 244 motorL-27D

1660 820 840 1445 830 0,8 50 17 97 101

7 Aro 10.4 motor102-02 Dacia

1180 630 550 1304 610 0,8 50 17 97 114

8 Aro 10.0 motor Renault mas

1120 600 520 1304 617 0,8 50 17 97 114

9 Aro 10.4 motor Renault mac

1180 630 550 1304 595 0,8 50 17 97 117

Pentru autovehiculul proiectat trebuie determinate limitele de pierdere a stabilităţii longitudinale şi laterale, cunoscând dimensiunile principale şi viteza de deplasare ale acestuia, ca şi caracteristicile căii de rulare . 9.1.3. Stabilitatea la frânarea pe drum orizontal la mesul rectiliniu

Deceleraţia maxima în cazul automobilului la care se frânează roţile ambelor punţi, se obţine când toate rotile ajung simultan la limita de aderenţă. Deceleraţia maximă obtinută în aceste condiţii poartă denumirea de deceleraţie maximă posibilă sau deceleraţia maximă ideală.

Deceleraţiile maxime ideale se obţin pentru frânări fără blocarea roţilor, deoarece, după blocare, valoarea aderenţei şi, deci, şi a forţei de frânare dezvoltate se micşorează din cauza coeficientului de aderenţă dupa alunecare, a carui valoare este mai mică decât înaintea alunecării.

Blocarea roţilor în timpul frânării este neîndoielnic un fenomen nedorit nu numai din punct de vedere al performanţelor de frânare ci şi din motive de stabilitate şi maniabilitate deoarece reduce capacitatea de ghidare a roţilor.

Timând seama de legile fizicii, obtinerea deceleraţiei ideale – dependentă de parametrii constructivi si de utilizare ai automobilului prin valorile relative ale coordonatelor centrului de greutate şi de conditiile de drum prin valoarea capabilă a coeficientului de aderenţă – reprezintă cazuri particulare, deceleraţia reală fiind diferită de cea ideală.

In comportamentul real al automobilului frânat, raportat la cazul ideal al frânării, se întâlnesc urmatoarele două situaţii:

- faţa de cazul ideal roţile punţii din spate sunt suprafrânate – se blochează – iar cele din faţa sunt subfrânate;

- faţă de cazul ideal roţile punţii din faţă sunt suprafrânate – se blochează – iar cele din spate sunt subfrânate.

Din punct de vedere al stabilităţii automobilului primul caz reprezintă un comportament supravirator, instabil pe traiectoria rectilinie a automobilului, iar cel


145

de-al doilea caz un comportament de subvirare, autostabilizant pe traiectoria rectilinie a automobilului.

Din evaluarea celor două comportamente ale automobilului frânat si anune instabil dacă roţile din spate se blochează inaintea cel din faţa şi autostabilizant pe traiectoria rectilinie dacă roţile din faţa se blochează înaintea celor din spate, în construcţia sistemului de frânare se utilizează, fara nici o exceptie, un dispozitiv, cel puţin de tipul limitatoarelor de frânare, pentru corectarea forţei de frânare la roţi. Rolul funcţional al unui astfel de dispozitiv este acela de a evita ca la frânarea intensivă – de urgenţă – sa se producă blocarea roţilor din spate înaintea celor din faţa, respectiv exclude posibilitatea instalării caracterului supravirator.

Datorită efectelor defavorabile pe care blocarea roţilor le are asupra eficacităţii frânării, stabilităţii şi maniabilităţii autovehiculului, precum şi asupra uzurii pneurilor, s-au dezvoltat soluţii tehnice de dispozitive antiblocare, care împiedică blocarea roţilor indiferent de momentul de frânare aplicat şi de coeficientul de aderenţă. Dacă se defineste forţa specifică de frânare a autovehiculului ca raport dintre suma forţelor de frânare la punţi şi greutatea totală a autovehiculului de forma:

21aG

2fF1fFς+ς=

+=ς (9.30)

unde: Ff1 şi Ff2 sunt definite prin relaţiile (7.12 şi 7.13);

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅+⋅ϕ==ς

Lh

dLb

GF1 g

f1a

1f - forţa specifică de frânare a punţii faţă; (9.31)

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅−⋅ϕ==ς

Lgh

fdLa

2aG2fF

2 - forţa specifică de frânare a punţii spate;

(9.32)

gfa

fd = – deceleraţia relativă (rel.7.1);

ϕ1, ϕ2 – coeficienţii medii de aderenţa la rotile punţii faţa, respectiv spate; a, b, hg – coordonatele centrului de greutate; L- amptamentul automobilului.

Folosind notaţiile: ψ=La , ψ−= 1

Lb şi χ=

Lhg , in condiţiile în care

ϕ=ϕ=ϕ 21 iar deceleraţia relativă are valoarea maxima df =ϕ (rel.7.1), relaţiile (9.31) şi (9.32) devin:

( )( )χ⋅ϕ−ψ⋅ϕ=ς

ψ−+χ⋅ϕ⋅ϕ=ς

2

11 (9.33)

din care prin eliminarea coeficientului de aderenţă ϕ se obţine ecuaţia de gradul al doilea de forma:

( ) 012121122

2 =ς⋅ψ−ς⋅χ+ς⋅ψ−+ς⋅+ς⋅χ (9.34)

care reprezintă ecuaţia unei parabole cunoscute sub numele de “paraboila distribuţiei ideale a forţei de frânare” deoarece defineşte mărimile maxime ale


forţelor specifice de frânare la roţile autovehiculului dezvoltate simultan la limita de aderenţă, când se obtine deceleraţia maxima posibilă sau deceleraţia ideala . Pentru o situaţie bine determinata când se cunosc χψ,,aG reprezentând grafic relaţia (9.34) cu 1ς în abscisă si 2ς in ordonată, se obţine o parabola care

trece prin origine şi intersectează axele in punctele de coordonate ⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛=

χψ 0,

gha şi

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛=

χ−ψ

ghb1,0 (fig.9.3)

Fig.9.3 Parabola distribuţiei ideale a forţelor de frânare Fiecărui punct al parabolei ii corespunde un anumit coeficient de aderenţă, care se poate preciza ducând în acest punct o paralelă la bisectoarea a doua a axelor şi citind valoarea corespunzătoare la intersecţia cu una din axele de coordonate. Rezultă că pentru a se realiza frânarea optimă, raportul forţelor de frânare la punţi trebuie să fie variabil. Timând seama de relaţia (9.30) expresia deceleraţiei relative devine: 21fd ς+ς= (9.35) cu ajutorul căreia din relaţiile (9.31) şi (9.32) se obţine:


147

χ

ψ−−ς⋅

χ⋅ϕϕ⋅ϕ−

=ς1

11

112 (9.36)

χ⋅ϕ+ψ⋅ϕ

+ς⋅χ⋅ϕ+

χ⋅ϕ=ς

212

121

22 (9.37)

Reprezentarea grafică a relaţiilor (9.36) şi (9.37) se face sub forma a două drepre de echiaderenţa aderenţă anterioară ϕ1 şi posterioară ϕ2 . Prima, pentru diferite valori ale lui ϕ1 determină un fascicul de drepte care trece prin punctul

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛=

χ−ψ

ghb1,0 , iar a doua, pentru diferite valori ϕ2, determină un fascicul de

drepte care trece prin punctul de coordonate ⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛=

χψ 0,

gha . Pentru un autovehicul

cu o anumită sarcină, la care se cunosc coordonatele centrului de greutate si se deplasează pe o anumită cale, forţele specifice de frânare 1ς şi 2ς sunt dependente de forţa de apăsare pe pedala de frână. O dreaptă împarte planul în două regiuni, una pozitivă şi una negativa. Dacă se consideră dreapta de ecuaţie ( ) 02,11D =ςς , atunci una din regiuni este cea pentru care D1<0, iar a doua regiune este cea pentru care D1>0. Reprezentarea grafică a dreptelor DI şi DII, ale căror ecuaţii sunt date de relaţiile (9.36) şi respectiv (9.37), in sistemul de coordonate ( )2,1 ςς , imparte planul in patru domenii după cum urmează: - domeniul I în care: DI>0, DII>0; - domeniul II în care: DI>0, DII<0; - domeniul III în care: DI<0, DII>0; - domeniul IV în care: DI<0, DII<0; Acestor domenii, figura 9.4, le corespund următoarele situaţii pentru starea de frânare a roţilor autovehiculului:

I – roţile din faţa şi din spate rulează fară tendinţa de blocare, deci au alunecări relative în zonele de stabilitate; II – roţile din faţă rulează fără blocare iar cele din spate se blochează; III – roţile din faţă se blochează iar cele din spate rulează fără blocare; IV – roţile ambelor punti se blochează.

Fig.9.4 Dreptele de echiaderenţă


9.2. Maniabilitatea autovehiculelor

Maniabilitatea autovehiculelor reprezintă proprietatea acestora de a

menţine direcţia de mers rectiliniu şi de a urma traiectoria imprimată la virare. Pentru a comanda mişcările dorite pentru autovehicul conducătorul

acestuia acţionează asupra sistemului de direcţie, asupra sistemului de propulsie şi asupra sistemului de frânare, prin comenzi specifice. Maniabilitatea împreună cu stabilitatea au mare importanţă pentru securitatea circulaţiei rutiere a autovehiculului, ele depinzând de caracteristicile sale constructive, de caracteristicile căii de rulare precum şi de regimul de deplasare. 9.2.1. Maniabilitatea în viraj

Virajul unui autovehicul este considerat corect dacă roţile directoare

rulează fără alunecări laterale. Pentru aceasta este necesar ca toate roţile automobilului să descrie cercuri concentrice în jurul unui singur punct, numit centru efectiv de viraj (punctul O din fig.9.3). În cazul automobilelor cu 4 roţi centrul efectiv de virare este situat la intersecţia dintre axa punţii spate şi axele roţilor directoare. Pentru aceasta trebuie ca roata de direcţie interioară virajului să fie rotită cu un unghi de bracare mai mare decât unghiul de rotire a roţii exterioare virajului (θ1>θ2). Condiţia de virare corectă, adică de înscriere în viraj a autovehiculului fără ca roţile de direcţie să derapeze lateral, se obţine când toate punctele autovehiculului descriu cercuri concentrice in O, (fig.9.5), respectiv din triunghiurilor OAD şi OBC, pot fi determinate următoarele relaţii:

2ctgADOD

θ= şi 1ctgCBOC

θ= (9.31.)

Făcând diferenţa celor două egalităţi se obţine expresia:

ctLb

BCOC

ADODctgctg 12 ==−=θ−θ (9.32.)

în care L reprezintă ampatamentul autovehiculului şi b distanţa dintre pivoţii roţilor directoare.


149

A

L

2

1

B

Ri

θ

b E

R

Re

θ

θ

C

D

O

Fig.9.5 Schema virării corecte a autovehiculului cu roţi rigide

Dintre parametrii geometrici ai virajului prezintă interes razele minime de virare, obţinute atunci când se efectuează virajul cu unghiurile maxime de bracare.

Din triunghiurile OAD şi OBC, fig.9.5 se pot scrie relaţiile : - pentru raza exterioară de virare:

2

bBsin

LR2

e−

+θ

= ; (9.33.)

- pentru raza interiară de virare:

2bB

tgLR

1i

−−

θ= (9.33.)

Din cele prezentate privind stabilitatea şi maniabilitatea autovehiculului nu s-a ţinut seama de elasticitatea transversală a pneurilor, care influenţează traiectoria reală, deoarece, prin deformarea laterală a pneului, poate apare o abatere de la direcţia iniţială de deplasare.

Dacă asupra autovehiculului acţionează o forţă de deviere laterală Fy determinată de forţa centrifugă, de vântul lateral, sau de înclinarea transversală a căii de rulare, datorită elasticităţii laterale a pneului roata deviază de la direcţia


iniţială de deplasare cu un unghi δ, care este denumit unghi de deviere laterală sau unghi de derivă. Mărimea acestui unghi depinde de mărimea forţelor care acţionează asupra roţii de direcţie, de construcţia pneului, de mărimea presiunii interioare a aerului din pneu. Valorile maxime ale unghiului de derivă se află în intervalul δ = 12 - 180, după care poate apărea deraparea autovehiculului.

Componenta Fiy a forţei centrifuge (fig.9.6), la deplasarea în viraj, determină apariţia unghiurilor de derivă δ1 la roţile punţii faţă, respectiv δ2 la roţile punţii spate, care influenţează traiectoria mişcării în raport cu traiectoria comandată de conducătorul autovehiculului. Ca urmare a elasticităţii laterale a pneurilor centrul instantaneu de virare se deplasează din punctul O în punctul Oδ, aflat la intersecţia perpendicularelor pe vectorii vitezelor roţilor faţă, Va1 şi din spate, Va2.

δ

δ

δ θ

δ

δ

δ

1

1

1

2

2

2

e

i

a1

a2C

v

v

δ2 θ−δ2

θθ

θ

O Oδ

R

δR

Fiy

L

Fig.9.6 Schema virării autovehiculului cu roţi elastice Distanţa dintre centrul instantaneu de virare şi axa longitudinală de

simetrie a autovehiculului se numeşte raza de virare si se notează cu Rδ.


151

Dacă δ1 = δ2 raza de viraj a autovehiculului este aceeaşi ca şi în cazul în care acesta ar avea roţi rigide (R = Rδ).În acest caz se spune că autovehiculul are virare normală sau neutră.

Dacă δ1 > δ2 razele de viraj nu mai sunt egale (Rδ > R) iar autovehiculul are capacitatea de viraj insuficientă sau este subvirator. În acest caz, la deplasarea autovehiculului în viraj, pe curba de rază R, rotirea volanului trebuie să se facă cu un unghi mai mare decât se face la virarea neutră.

Dacă δ1 < δ2 razele de viraj nu mai sunt egale (Rδ < R) iar autovehiculul are capacitatea de viraj excesivă sau este supravirator, deoarece pentru deplasarea pe curba de rază R, volanul trebuie rotit la un unghi mai mic decât în cazul virării neutre.

La deplasarea rectilinie a autovehiculului., când roţile de direcţie nu sunt bracate şi sunt paralele cu direcţia de înaintare, la apariţia unor forţe de deviere laterală, apare tendinţa ca autovehiculul să devieze de la direcţia rectilinie şi să înceapă să vireze, fără comandă primită de la conducător. În acest caz conducătorul trebuie să intervină şi să rotească de volan, într-un sens sau altul, până la aducerea autovehiculului pe direcţia dorită de deplasare.

În cadrul proiectului, la acest capitol, trebuie verificat, prin calcul şi grafic, dacă autovehiculul proiectat respectă legea virării corecte, dată de relaţia 9.31, adică dacă se înscrie în curbă fără derapări sau alunecări ale roţilor directoare. Pentru aceasta trebuie cunoscute dimensiunile geometrice ale automobilului, şi distanţa dintre axele pivoţilor De asemenea trebuie calculate raza exterioară Re şi raza interioară RI, cu ajutorul relaţiilor 9.33, cunoscând că valorile maxime ale unghiurilor de bracare ale roţilor directoare sunt cuprinse între 30-35 grade. Razele minime de virare calculate trebuie comparate cu cele ale soluţiilor similare.

10

PROBLEME Problema nr. 1 Să se reprezinte grafic, în funcţie de poziţia relativă a centrului de greutate, valoarile reacţiunilor normale la limita de aderenţă pentru un autoturism organizat cu punte motoare în faţă.

a) pentru roţile punţii din faţă; b) pentru roţile punţii din spate. Se cunosc: 80,0=ϕ , o0=α . Parametrul La are valori în intervalul 55,045,0 ÷ .

Problema nr. 2 Să se reprezinte grafic, în funcţie de poziţia relativă a centrului de greutate, valoarile reacţiunilor normale la limita de aderenţă pentru un autoturism echipat cu punte motoare în spate.

a) pentru roţile punţii faţă; b) pentru roţile punţii spate. Se cunosc: 80,0=ϕ , o0=α . Parametrul La are valori în intervalul 55,045,0 ÷ .

Problema nr. 3 Să se reprezinte grafic, în funcţie valoarea coeficeintului de aderenţă, valoarea reacţiunii normale la limita de aderenţă, pentru un autoturism echipat cu punte motoare în faţă.

a) pentru roţile punţii faţă; b) pentru roţile punţii spate. Se cunosc: 45,0La = , o0=α . Coeficientul de aderenţă are valori în intervalul 85,07,0 ÷ .

Probleme

153

Problema nr. 4 Să se reprezinte grafic, în funcţie valoarea coeficeintului de aderenţă, valoarea reacţiunii normale la limita de aderenţă pentru un autoturism echipat cu punte motoare în spate.

a) pentru roţile punţii faţă; b) pentru roţile punţii spate. Se cunosc: 45,0La = , o0=α . Coeficientul de aderenţă are valori în intervalul 85,07,0 ÷ .

Problema nr. 5 Să se reprezinte grafic, în funcţie valoarea unghiului de înclinare longitudinală a drumului, valoarea reacţiunii normale la limita de aderenţă pentru un autoturism echipat cu punte motoare în faţă.

a) pentru roţile punţii faţă; b) pentru roţile punţii spate. Se cunosc: 45,0La = , 80,0=μ .

Unghiul de înclinare longitudinală a căii are valori cuprinse între o150 ÷ . Problema nr. 6 Să se reprezinte grafic, în funcţie valoarea coeficeintului de aderenţă, valoarea reacţiunii normale la limita de aderenţă pentru un autoturism echipat cu punte motoare în spate.

a) pentru roţile punţii faţă; b) pentru roţile punţii spate. Se cunosc: 45,0La = , 80,0=μ .

Unghiul de înclinare longitudinală a căii are valori cuprinse între o150 ÷ . Problema nr. 7

Să se calculeze acceleraţia maximă pe o cale orizontală ce poate fi realizată de un autoturism cu un motor echipat a cărui putere maximă este de 50 kW la o turaţie de 4500 rot/min.

Autoturismul are cuplată în cutia de viteze treapta cu raport de transmitere unitar.

Se cunosc:

Masa autovehiculului am 1000 kg Acceleraţia gravitaţională g 10 2sm Coeficientul rezistenţei la rulare f 0,015 Coeficientul rezistenţei aerului xc 0,35 Aria frontală a autoturismului A 1,9 m2


154

Raportul de transmitere al transmisiei principale 0i 3,5

Randamentul transmisiei tη 0,90 Raza de rulare a roţii rr 0,3 m

Pentru calculul coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie se

foloseşte relaţia: ( )20cvk ii0025,004,1k⋅⋅+=δ .

Problema nr. 8 Să se determine forţa la roată necesară deplasării cu viteză constantă pe un drum a cărui înclinare longitudinală este de 1,5°.

Autoturismul are cuplată în cutia de viteze treapta cu raport de transmitere unitar.

Se cunosc: Masa autovehiculului am 950 kg Acceleraţia gravitaţională g 10 2sm Viteza de deplasare v 80 km/h Coeficientul rezistenţei la rulare f 0,013 Coeficientul rezistenţei aerului xc 0,32 Aria frontală a autoturismului A 1,85 m2



Problema nr. 9

Să se determine valorile rapoartelor de trasmitere din cutia de viteze cunoscându-se valorile maxime ale forţei la roată.

max_IRF 5000 N

max_IIRF 4000 N

max_IIIRF 3000 N

max_IVRF 2000 N

Să se determine valoarea raportului de transitere al transmisiei principale cunoscându-se următoarele:

Viteza automobilului v 180 km/h Raza de rulare a roţii rr 0,31 m Turaţia de funcţionare a motorului

maxvn 5500 rot/min

Probleme

155

Problema nr. 10 Să se determine, folosindu-se diagrama complexă a factorului dinamic, panta maximă ce poate fi urcată de un autoturism cu acceleraţia maximă: 2

max sm0,2a = . Autoturismul are cuplată în cutia de viteze treapta cu raport de transmitere

unitar.

Se cunosc: Masa autovehiculului am 950 kg Acceleraţia gravitaţională g 10 2sm Coeficientul rezistenţei la rulare f 0,015 Coeficientul rezistenţei aerului xc 0,32 Aria frontală a autoturismului A 1,92 m2



Caracteristica momentului motor este definită astfel: 750 [rpm] 1000 1250 1500 1750 2000 2250 2500 123 [Nm] 130 136 141 146 150 153 155 2750 3000 3250 3500 3750 4000 4250 4500 157 158 159 159 158 156 154 151 4750 5000 5250 5500 5750 6000 147 143 138 132 126 119

Pentru calculul coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie se foloseşte relaţia: ( )20cvk ii0025,004,1

k⋅⋅+=δ .

Anexa 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor Construcţia automobilului este caracterizată de dimensiunile principale definite

prin STAS 6689/2-80 şi SR ISO 612:1996: • lungimea, La (fig.A1.1) - distanţa dintre două plane perpendiculare pe

planul longitudinal de simetrie al autovehiculului şi tangente la acesta în punctele extreme din faţă şi din spate (toate elementele din faţa sau din spatele autovehiculului sunt incluse);

• lăţimea, l (fig.A1.1) - distanţa dintre două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al autovehiculului, tangente la acesta de o parte şi de alta (toate organele laterale fixate rigid, cu excepţia oglinzilor retrovizoare, sunt incluse);

• înălţimea, H (fig.A1.1) - distanţa dintre planul de sprijin şi un plan orizontal, tangent la partea cea mai de sus a autovehiculului pregătit de plecare în cursă, fără încărcătură utilă, cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale maxim admise. La autocamioane, înălţimea este măsurată aşa cum se arată în figura A1.2.

Fig.A1.1. Măsurarea dimensiunilor principale la autoturisme

Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor

157

• ampatamentul, L (fig.A1.1) - distanţa dintre planele coborâte pe planul

longitudinal de simetrie al autovehiculului, corespunzătoare la două roţi consecutive situate de aceeaşi parte a autovehiculului. La autovehiculele cu trei sau patru punţi, se măsoară ca în figura A1.3, iar la autovehiculele cu semiremorci şi remorci aşa cum se arată în fig.A1.4.

• ecartamentul roţilor din faţă, E1 şi din spate, E2 - distanţa dintre planele mediane ale roţilor care aparţin aceleeaşi punţi (fig.A1.1). Dacă roţile sunt jumelate (roţi duble), ecartamentul este distanţa dintre planele mediane ale roţilor duble (fig.A1.5).

Fig.A1.2. Măsurarea înălţimii la autocamioane

Fig.A1.3. Măsurarea ampatamentului la autovehicule cu trei sau patru punţi

Fig.A1.4. Măsurarea ampatamentului la autovehicule cu semiremorci şi remorci


158

• consola faţă, C1, respectiv consola spate C2 (fig.A1.6.) - distanţa de la punctul extrem din faţă, respectiv din spate al autovehiculului până la planul vertical care trece prin centrul roţilor din faţă, respectiv din spate.

Fig.A1.6. Măsurarea consolelor faţă şi spate

Caracteristicile geometrice ale capacităţii de trecere sunt:

o lumina (garda la sol), hg - distanţa verticală dintre partea cea mai de jos a şasiului sau caroseriei autovehiculului complet încărcat şi planul de susţinere (fig.A1.7).

Fig.A1.5. Măsurarea ecartamentului la autovehicule cu roţi duble


159

Tabelul A1.1. Valori pentru lumină (garda la sol) la diferite tipuri de autovehicule

Tipul autovehiculului Lumina (garda la sol) [mm]

Autoturisme 4x2 150-220 Autoturisme 4x4 210-222 Autcamioane 4x2 240-270

Automobile cu capacitate de trecere mărită 260-320 Autovehicule speciale cu capacitate de trecere

mărită 400-450

o raza longitudinală de trecere, lρ - raza suprafeţei cilindrice (fig.A1.7)

tangentă la roţile din faţă, roţile din spate şi la punctul cel mai de jos al autovehiculului, situat între punţi.

Tabelul A1.2. Valorile razei longitudinale de trecere pentru diferite tipuri de autovehicule

Tipul autovehiculului Raza longitudinală de trecere

[mm] Autoturisme cu capacitate cilindrică mică 2,5-3,5

Autoturisme cu capacitate cilindrică mijlocie 3,5-5,5 Autoturisme cu capacitate cilindrică mare 5,5-8,5

Autocamioane uşoare 2,5-3,5 Autocamioane mijlocii 3,0-5,5 Autocamioane grele 5,0-6,0

Autovehicule cu capacitate mare de trecere 2,0-6,0

o raza transversală de trecere tρ - raza suprafeţei cilindrice tangentă la punctul cel mai de jos din faţă sau spate al autovehiculului pe distanţa ecartamentului şi la suprafeţele intreioare ale pneurilor (fig.A1.8).

Fig.A1.7. Măsurarea luminii (garda la sol) şi a razei longitudinale de trecere


160

Fig.A1.8. Măsurarea razei transversale de trecere

o unghiurile de trecere, 1α (în faţă) şi 2α (în spate) - sunt determinate

de tangentele la pneul din faţă, respectiv din spate şi partea cea mai din faţă, respectiv din spate a şasiului sau caroseriei (fig.A1.9).

Tabelul A1.3. Valorile medii ale unghiurilor de trecere pentru diferite tipuri de auovehicule

Tipul autovehiculului 1α [o] 2α [o]

Autoturisme 20-30 15-20 Autocamioane 40-60 25-40

Autobuze 10-40 6-20 Automobile cu capacitate mare

de trecere minim45 Minim 35

o raza exterioară de viraj maxim, Re - raza circumferinţei descrise pe

planul drumului de centrul suprafeţei de contact cu solul a roţii exterioare din faţă (fig.A1.10), la virajul în jurul unui punct O (centrul virajului), cu bracarea maximă a roţii;

Fig.A1.9. Măsurarea unghiurilor de trecere în faţă şi în spate


161

Fig.A1.10. Razele de viraj ale autovehiculului o raza interioară de viraj maxim, Ri (fig.A1.10) - raza circumferinţei

descrise pe planul drumului de centrul suprafeţei de contact cu solul a roţii interioare din spate, la virajul în jurul punctului O (centrul virajului), cu bracarea maximă a roţii;

o raza exterioară de gabarit R1 (fig.A1.10) - raza circumferinţei descrise de proiecţia pe drum a punctului autovehiculului aflat la distanţa cea mai mare de centrul virajului, cu bracarea maximă a roţilor;

o raza interioară de gabarit R2 (fig.A1.10) - raza circumferinţei descrise de proiecţia pe drum a punctului autovehiculului aflat la distanţa cea mai mică de centrul virajului, cu bracarea maximă a roţilor.

Urma virajului, Uv, caracterizează lăţimea benzii de suprafaţă liberă a drumului, necesară virajului (Uv = Re - Ri).

Fâşia de gabarit, Av, reprezintă suprafaţa de deplasare a autovehiculului peste ale cărei limite siguranţa circulaţiei este periclitată (Av = R1 – R2). Dimensiunile interioare ale caroseriei unui autovehicul influenţează condiţiile ergonomice pentru conducătorul automobilului, comoditatea călătoriei pasagerilor şi capacitatea de a transporta diferite încărcături.

Comoditatea conducerii şi confortul călătoriei trebuie realizate asigurând totodată rezistenţa caroseriei, estetica şi aerodinamica formei, la un cost acceptabil.

În faza de proiectare a autovehiculului, determinarea dimensiunilor şi amplasării postului de conducere şi a locurilor pentru pasageri se face, în ţara noastră, după STAS R 10666/1-76 pentru autocamioane şi autobuze şi recomandările regulamentului nr.36 ECE-ONU pentru autobuze, după STAS 12613-88 pentru autoturisme şi recomandările regulamentului nr.35 ECE-ONU (amplasarea pedalelor de comandă).


162

A1.1. Amenajarea interioară a autoturismelor În cazul autoturismelor, cabina pentru pasageri este amplasată la mijloc

totdeauna, pentru ca aceştia să fie cât mai bine protejaţi contra accidentării. „Caroseria de securitate” se obţine prin următoarele măsuri: rigidizarea

construcţiei fără reducerea vizibilităţii, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan şi pereţii laterali, montarea unor mânere pentru uşi şi macarale pentru geamuri fără proeminenţe, montarea unor „air-bag”-uri frontale sau laterale, tapisarea butucului volanului, a bordului şi a a parasolalelor, folosirea coloanei de direcţie telescopice şi a unui volan uşor deformabil în direcţie axială, montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei geamul să sară în afară.

Dimensiunile principale ale postului de conducere şi limitele de amplasare a organelor de comandă manuală la autoturisme şi vehicule utilitare se aleg conform STAS 6689/1-81, astfel încât acestea să fie în permanenţă în raza de acţiune determinată de dimensiunile antropometrice ale conducătorului.

În figura A1.11 sunt prezentate, după recomandările STAS 12613-88, dimensiunile postului de conducere, iar în tabelul A1.4 sunt prezentate limitele de modificare a acestor mărimi.

Punctul R (fig.A1.11), defineşte punctul de referinţă al locului de aşezare (al scaunului) şi reprezintă centrul articulaţiei corpului şi coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS R 10666/3-76, sau tridimensional, conform STAS R 10666/2-76 şi regulamentului nr.35 ECE-ONU. Punctul R este un punct stabilit constructiv de către producător şi indicat pentru fiecare scaun determinat în raport cu sistemul de referinţă tridimensional (fig.A1.13).

În ceea ce priveşte postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului faţă de comenzi, se aplică metoda recomandată de STAS 12613-88 şi norma ISO 3958-77, care stabileşte o înfăşurătoare a distanţelor maxime de acţiune ale unei mâini a conducătorului aşezat pe scaun, cu cealaltă mână pe volan şi piciorul stâng pe pedala de acceleraţie, având montată o centură de siguranţă cu trei puncte de sprijin.

Comenzile luminilor de drum, avertizorului luminos, semnalizării schimbării direcţiei, luminilor de poziţie spate şi laterale, avertizării sonore, ştergătorului şi spălătorului de parbriz trebuie să fie amplasate în zona de acţionare a mâinii conducătorului autovehiculului.


163

Fig.A1.11. Dimensiunile postului de conducere

Tabelul A1.4. Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducere

Nr. crt.

Dimensiunea Limita de modificare

1. Unghiul de înclinare spre înapoi, β [O] 9…..33 2. Distanţa verticală de la punctul R la punctul călcâiului, HZ [mm] 130…..320 3. Cursa orizontală a punctului R [mm] min. 130 4. Diametrul volanului, D [mm] 330…..600 5. Unghiul de înclinare a volanului, α [O] 10…..70 6. Distanţa orizontală între centrul volanului şi punctul călcâiului, WX

[mm] 660…..152

7. Distanţa verticală între centrul volanului şi punctul călcâiului, WZ [mm]

530…..838

Amenajarea interioară a autoturismelor şi dimensiunile interioare ale acestora

sunt prezentate în STAS 6926/4:1995 (fig.A1.12). Modul de amplasare a comenzilor manuale a indicatoarelor de funcţionare şi a

semnalizatoarelor de control este recomandat de SR ISO 4040:1995.


164


165

Fig.A1.12. Dimensiuni interioare ale autoturismelor


166

Fig.A1.13. Sistemul de referinţă tridimensional Prescripţii privind ampasarea comenzilor (fig.A1.14)

1) În zona 1 trebuie să fie situată acţionarea următoarelor comenzi: - comanda luminilor de drum; - comanda avertizorului luminos; - comanda semnalizării schimbării direcţiei;

2) Zona de acţionare a comenzii luminilor de poziţie spate şi laterale trebuie să fie situată la stânga planului de referinţă;

3) O parte a zonei de acţionare a comenzii principale de avertizare sonoră trebuie să fie situată în interiorul zonelor 1 sau 2;

4) Zona de acţionare a comenzii frânei de staţionare trebuie să fie amplasată la dreapta planului de referinţă;

5) Dacă în zona 3 există două sau mai multe comenzi prin pârghie, altele decât schimbătorul de viteze, zona de acţionare a comenzilor ştergătorului şi spălătorului de parbriz trebuie să fie cât mai apropiată de janta volanului.


167

Fig.A1.14. Modul de amplasare a comenzilor manuale


168

A1.2. Amenajarea interioară a autocamioanelor şi autobuzelor

Pentru autobuze şi autocamioane dimensiunile postului de conducere şi amplasarea organelor de comandă sunt reglementate prin STAS R 10666/1-76 şi regulamentul nr.35 ECE-ONU. Dimensiunile cabinei, ale locului de muncă al conducătorului şi amplasarea organelor de comandă trebuie să asigure condiţii de muncă optime, astfel încât acesta să depună un efort fizic minim şi să se poate concentra asupra circulaţiei rutiere. Având în vedere timpul petrecut de către conducător în cabina autocamionului sau în autobuz, se înţelege că microclimatul trebuie să-i ofere, în măsura posibilului, oportunităţile, inclusiv de repaus, de care el are nevoie la deplasarea pe distanţe apreciabile. În figurile A1.15, A1.16, A1.17 este prezentat modul de amplasare a comenzilor prin pedale faţă de postul de conducere.

Fig.A1.15. Amplasarea pedalelor de comandă

Fig.A1.16. Trei pedale-transmisie convenţională


169

Fig.A1.17. Două pedale-transmisie automată

Dimensiunile cabinei sunt prezentate în figura A1.18. iar semnificaţiile notaţiilor

se găsesc în tabelul A1.5.

Fig.A1.18. Măsurarea dimensiunilor cabinei autocamioanelor


170

Tabelul A1.5. Dimensiunile cabinei

Nr. crt.

Denumirea Dimensiuni

1. Distanţa de la punctul R la tapiseria acoperişului, h [mm] 1000 2. Distanţa de la punctul R la punctul E, f [mm] 495 3. Adâncimea scaunului, B [mm] 400 4. Lăţimea pernei scaunului, A [mm] 450

Lăţimea interioară a cabinei, C [mm] cu 1 loc 750 cu 2 locuri 1250 cu 3 locuri (cu cuşetă) 1900

5.

cu 3 locuri (fără cuşetă) 1750 6. Lăţimea de trecere la deschiderea uşii, r1, r2 [mm] 250, 650 7. Unghiul dintre gambă şi talpa piciorului, 21,γγ [o] 30, 90...110

8. Unghiul dintre perna scaunului şi spătar, 1α [o] 95

9. Distanţa de la axa pedalei de acceleraţie la peretele din partea dreaptă, s [mm]

80

10. Distanţa de la axa pedalei de acceleraţie, la axa pedalei de frână, u [mm]

110

11. Distanţa dintre axa pedalei de frână şi axa pedalei de ambreiaj, v [mm] 150 12. Distanţa de la axa pedalei de ambreiaj la peretele lateral, p [mm] 110

Distanţa de la axa de simetrie a scaunului conducătorului la:

axa pedalei de frână, l [mm]

13.

axa pedalei de ambreiaj, j [mm] 50...150

În cazul autocamioanelor caroseria se compune din cabina pentru conducător

si platforma pentru transportul bunurilor. Cabinele sunt de tip închis, cu geamuri mobile. Ele sunt prevăzute, în mod

normal, cu două-trei locuri, iar uneori chiar cu şase-opt locuri. La autocamioanele pentru transportul pe distanţe lungi, cabina este prevăzută cu un pat pentru conducătorul auto de schimb. Cabina poate fi dispusă în spatele punţii din faţă, sau pe puntea din faţă (cabină avansată).

La autocamioanele având motorul aşezat în faţa cabinei, pericolul de accidentare a conducătorului este mai mic şi, ca urmare, se poate realiza o construcţie de cabină mai uşoară. Cabinele avansate trebuie să fie realizate cu o rigiditate mai mare pentru a spori securitatea conducătorului, deoarece la aceste construcţii riscul de accidentare este mai mare. Cabinele autocamioanelor trebuie să fie bine izolate termic şi fonic, să fie etanşe, să aibă instalaţii de ventilaţie şi climatizare.

O atenţie deosebită trebuie acordată suspensiei cabinei deoarece frecvenţa oscilaţiilor suspensiei autocamionului se modifică cu încărcătura. Pentru aceasta


171

Fig.A1.19. Variante de caroserii ale autovehiculelor pentru transportul de bunuri:

a-autofrigorifică, b-autofurgonetă; c-autoizotermă; d-autocamionetă; e-autocamion 4x2; f-autocamion 6x4; g-autocamion cu semiremorcă; h-autocamion pick-up,

i-autobasculantă 4x2, j-autobasculantă 6x4, k-autocisternă; l-autobetonieră, m-autocamion pentru transport animale.


172

cabina se montează pe cadru cu ajutorul tampoanelor de cauciuc sau al unei suspensii compuse din arcuri şi amortizoare.

Partea din caroserie destinată transportului încărcăturii utile poate avea diferite forme în funcţie de destinaţie (fig.A1.19).

Tot mai folosit în ultimul timp se foloseşte transportul containerizat şi paletizat de mărfuri generale. În tabelul A1.6 se prezintă date caracteristice ale unor transcontainere de tip închis.

Tabelul A1.6. Dimensiunile şi greutăţile transcontainerelor de tip închis

Felul transcontainerului

Înălţimea [mm]

Lăţimea [mm]

Lungimea [mm]

Masa brută [kg]

1A 2438 2438 12192 30480 1B 2438 2438 9125 25400 1C 2438 2438 6058 20320 1D 2438 2438 2991 10160

În STAS 6299/4-83 sunt prezentate dimensiunile exterioare de gabarit

(fig.A1.20, tabelul A1.7) şi dimensiunile interioare ale containerelor mari de uz general, iar în STAS 602811-89 şi 6028-89 sunt prezentate caracteristicile constructive ale paletelor de transport (fig.A1.21).

Fig.A1.20. Dimensiunile exterioare de gabarit pentru diferite tipuri de transcontainere


173

Tabelul A1.7. Dimeniunile transcontainerelor

Tipul containerului

L [mm]

W [mm]

H [mm]

S [mm]

P [mm]

C1 [mm]

C2 [mm]

1A 2438 1AA 2591 1AX

12192 2438

2438

11985 2259 101,5 89

1B 2438 1BB 2591 1BX

9125 2438

2438

8918 2259 101,5 89

1C 2438 1CC 2591 1CX

6058 2438

2438

5853 2259 101,5 89

1D 2438 1DX

2991 2438 2438

2787 2259 101,5 89

Fig.A1.21. Dimensiunile paletei ladă (boxpaleta)


174

Conform Regulamentului R. 36 ECE – ONU, pentru transportul în comun a mai mult de 16 călători, există trei clase de autovehicule:

- clasa I – autobuze urbane (cu scaune destinate călătorilor şi spaţii destinate călătorilor stând în picioare);

- clasa II – autobuze şi autocare interurbane (cu locuri în picioare, dar numai pe culoarul dintre scaune);

- clasa III – autocare de turism (care nu sunt amenajate pentru transportul de călători în picioare);

- autobuz sau autocar articulat – compus din mai multe tronsoane rigide articulate unul faţă de altul, compartimentele pasagerilor din fiecare tronson comunicând între ele de o asemenea manieră încât să permită circulaţia liberă a călătorilor.

Autobuzele interurbane şi turistice trebuie prevăzute cu instalaţii corespunzătoare pentru a asigura confortul pasagerilor. Interiorul se izolează fonic şi termic, trebuind să se asigure o bună condiţionare a aerului din salonul destinat pasagerilor.

Tabelul A1.8. Caracteristici pentru diferite tipuri de autobuze

Tipul

autobuzului Puterea

specifică [CP/t]

Înalţimea podelei [mm]

Felul scaunelor

Gu/Go

Clasa I 10 600 Netapisate 1,1 Clasa II 12 800-900 Bancă tapisată 0,8 Clasa III 15-18 800-900 Scaune pentru dormit 0,5

În cazul autobuzelor urbane se merge pe linia de a se construi autobuze de

mare capacitate cu locuri multe în picioare. În tabelul A1.9 se găsesc date referitoare la construcţia acestor autobuze.

Tabelul A1.9. Caracteristici pentru autobuze urbane

Locuri în picioare

Autobuze urbane Ga [daN]

Nr. punţilor

Nr. de locuri

Lungimea totală [m] Locuri pe

scaune Capacitate medie 10.000 2 90 9,6 2-3 Clasic mare 16.000 2 125 12 3-3,5 ½ etajat 22.000 3 185 12 2-2,5 1/1 etajat 9.500 2 90 10,5 0,2-0,4 Articulat 22.000 3 170 16,5 2-3,5

Din acest tabel se observă că în cazul autobuzelor etajate predomină locurile

pe scaune. La etajul autobuzelor se prevăd numai locuri pe scaune, aceasta în vederea măririi stabilităţii. La celelalte tipuri de autobuze predomină locurile în picioare.

Ţinând seama de recomandările din tabelele A1.8 şi A1.9, funcţie de destinaţie şi de numărul de locuri, se poate determina lungimea autobuzului.


175

Organizarea interioară a autobuzelor depinde de destinaţia lor. În fig. A1.22 se poate observa modul de amplasare a scaunelor, numărul uşilor de urcare şi coborâre, suprafeţele de trecere pentru pasageri, etc.

Fig.A1.22. Organizarea interioară a autobuzelor: a-autobuze turistice, b, c- autobuze interurbane, d, e-autobuze suburbane,

f, g, h-autobuze urbane

În continuare sunt prezentate detalii privind amenajarea interioară a autobuzelor (conform R. 36 ECE - ONU):

- numărul minim de uşi de serviciu trebuie să fie conform tabelului A1.10;

Tabelul A1.10. Alegerea numărului de uşi de serviciu

Nr. de uşi de serviciu Nr. de călători

Clasa I Clasa II Clasa III 17-45 1 1 1 46-70 2 1 1

71-100 3 2 1 >100 4 3 1

În cazul autobuzelor articulate, fiecare tronson rigid va fi tratat ca un autovehicul separat pentru calculul numărului minim şi poziţia ieşirilor.


176

- numărul minim de trape de evacuare se alege conform tabelului A1.11;

Tabelul A1.11. Alegerea numărului trapelor

Nr. de călători Nr.trapelor

< 50 1 >50 2

- dimensiunile minime ale diferitelor tipuri de ieşiri sunt prezentate

în tabelul A1.12;

Tabelul A1.12. Dimensiunile ieşirilor

Clasa I Clasa II Clasa III Observaţii Înălţime

[cm] 180 165 Uşă de serviciu

Lăţime [cm]

Uşă simplă: 65 Uşă dublă: 120

Acestă dimensiune poate

fi redusă cu 10 cm dacă

măsurarea se face la înălţimea

mânerelor Înălţime

[cm] 125 Uşă de siguranţă

Lăţime [cm]

55

Fereastră de siguranţă

Suprafaţă [cm2]

4000

Fereastră de siguranţă situată pe panoul spate al autovehiculului

Suprafaţă [cm2]

4000

Trapă de evacuare

Suprafaţa deschiderii

[cm2]

4000

În acestă suprafaţă trebuie să poată fi înscris un dreptunghi de 50 cm x 70 cm

- posibilităţi de acces la uşile de serviciu (fig.A1.23); - posibilităţi de acces la uşile de siguranţă (fig.A1.24); - culoare (fig.A1.25); - trepte pentru călători (fig.A1.26); - lăţimea scaunelor călătorilor (fig.A1.27); - spaţiul între scaune şi înălţimea pernelor (fig.A1.28); - spaţiul pentru călătorii aşezaţi (fig.A1.29).


177

Fig.A1.23. Accesul la uşile de serviciu

Fig.A1.24. Accesul la uşile de siguranţă


178

Fig.A1.25. Dimensiunile culoarelor


179

Fig.A1.26. Dimensiunile treptelor pentru călători


180

Fig.A1.27. Lăţimea scaunelor călătorilor


181

Fig.A1.28. Spaţiul între scaune şi înălţimea pernelor

Fig.A1.29. Spaţiul pentru călătorii aşezaţi

Anexa. 2. Pneuri

Tabelul A2.1. Simbolurile categoriei de viteze Simbolul categoriei de viteze Viteza maximă

[km/h] F 80 G 90 J 100 K 110 L 120 M 130 N 140 P 150 Q 160 R 170 S 180 T 190 U 200 H 210 V 240 W 270

Tabelul A2.2. Indicii capacităţii de sarcină folosiţi la anvelopele pentru autovehicule şi remorci

Indice cap. de sarcină

Masă suportată

[kg]


Masă suportată

[kg]


Masă suportată

[kg]


Masă suportată

[kg] 0 45 51 195 101 825 151 3450 1 46,2 52 200 102 850 152 3550 2 47,5 53 206 103 875 153 3650 3 48,7 54 212 104 900 154 3750 4 50 55 218 105 925 155 3875 5 51,5 56 224 106 950 156 4000 6 53 57 230 107 975 157 4125 7 54,5 58 236 108 1000 158 4250 8 56 59 243 109 1030 159 4375 9 58 60 250 110 1060 160 4500

10 60 61 257 111 1090 161 5625 11 61,5 62 265 112 1120 162 4750 12 63 63 272 113 1150 163 4875 13 65 64 280 114 1180 164 5000 14 67 65 290 115 1215 165 5150 15 69 66 300 116 1250 166 5300 16 71 67 307 117 1285 167 5450 17 73 68 315 118 1320 168 5600 18 75 69 325 119 1360 169 5800 19 77,5 70 335 120 1400 170 6000 20 80 71 345 121 1450 171 6150

Pneuri

183


Masă suportată

[kg]


Masă suportată

[kg]


Masă suportată

[kg]


Masă suportată

[kg] 21 82,5 72 355 122 1500 172 6300 22 85 73 365 123 1550 173 6500 23 87,5 74 375 124 1600 174 6700 24 90 75 387 125 1650 175 6900 25 92,5 76 400 126 1700 176 7100 26 95 77 412 127 1750 177 7300 27 97,5 78 425 128 1800 178 7500 28 100 79 437 129 1850 179 7750 29 103 80 450 130 1900 180 8000 30 106 81 462 131 1950 181 8250 31 109 82 475 132 2000 182 8500 32 112 83 487 133 2060 183 8750 33 115 84 500 134 2120 184 9000 34 118 85 515 135 2180 185 9250 35 121 86 530 136 2240 186 9500 36 125 87 545 137 2300 187 9750 37 128 88 560 138 2360 188 10000 38 132 89 580 139 2430 189 10300 39 136 90 600 140 2500 190 10600 40 140 91 615 141 2575 191 10900 41 145 92 630 142 2650 192 11200 42 150 93 650 143 2725 193 11500 43 155 94 670 144 2800 194 11800 44 160 95 690 145 2900 195 12150 45 165 96 710 146 3000 196 12500 46 170 97 730 147 3075 197 12850 47 175 98 750 148 3150 198 13200 48 180 99 775 149 3250 199 13600 49 185 100 800 150 3350 200 14000 50 190

Tabelul A2.3. Raportul dintre indicele de presiune şi unităţile de presiune

Indicele de presiune (PSI)

Presiunea [bar]

Presiunea [kPa]

20 1,4 140 25 1,7 170 30 2,1 210 35 2,4 240 40 2,8 280 45 3,1 310 50 3,4 340 55 3,8 380 60 4,1 410 65 4,5 450


70 4,8 480 75 5,2 520 80 5,5 550 85 5,9 590 90 6,2 620 95 6,6 660 100 6,9 690 105 7,2 720 110 7,6 760 115 7,9 790 120 8,3 830 125 8,6 860 130 9,0 900 135 9,3 930 140 9,7 970 145 10,0 1000 150 10,3 1030

Tabelul A2.4. Mărimile şi dimensiunile principale ale anvelopelor diagonale

Specificarea mărimilor Lăţimea jantei de măsurare

Cod

Diametrul exterior

[mm]

Lăţimea profilului (balonajul)

[mm] Seria Super -Ballon

4.80-10 3.5 490 128 5.20-10 3.5 508 132 5.20-12 3.5 558 132 5.60-13 4 600 145 5.90-13 4 616 150 6.40-13 4.5 642 163 5.20-14 3.5 612 132 5.60-14 4 626 145 5.90-14 4 642 150 6.40-14 4.5 666 163 5.60-15 4 650 145 5.90-15 4 668 150 6.40-15 4.5 692 163 6.70-15 4.5 710 170 7.10-15 5 724 180 7.60-15 5.5 742 193 8.20-15 6 760 213

Seria Low Section 5.50-12 4 552 142 6.00-12 4.5 574 156 7.00-12 5 644 178 7.00-14 5 668 178 7.50-14 5.5 688 190 8.00-14 6 702 203

Pneuri

185


Cod

Diametrul exterior

[mm]


[mm] 6.00-15 L 4.5 650 156

Seria Super Low Section 155-13/6.15-13 4.5 582 157 165-13/6.45-13 4.5 600 167 175-13/6.95-13 5 610 178 155-14/6.15-14 4.5 608 157 165-14/6.45-14 4.5 626 167 175-14/6.95-14 5 638 178 185-14/7.35-14 5.5 654 188 195-14/7.75-14 5.5 670 198

Seria Ultra Low Section 5.9-10 4 483 148 6.5-13 4.5 586 166 6.9-13 4.5 600 172 7.3-13 5 614 184

Tabelul A2.5. Mărimile şi dimensiunile principale ale anvelopelor radiale


Cod

Diametrul exterior

[mm]


[mm] 5.60 R 13 4 606 145 5.90 R 13 4.5 626 155 6.40 R 13 4.5 640 170 7.00 R 13 5 644 178 7.25 R 13 5 654 184 5.90 R 14 4.5 654 155 5.60 R 15 4 656 145 6.40 R 15 4.5 690 170 6.70 R 15 5 710 180 140 R 12 4 538 138 150 R 12 4 554 150 150 R 13 4 580 149 160 R 13 4.5 596 158 170 R 13 5 608 173 150 R 14 4 606 149 180 R 15 5 676 174

Tabelul A2.6. Mărimile şi dimensiunile principale ale anvelopelor radiale. Serie milimetrică


Cod

Diametrul exterior

[mm]


[mm] 125 R 10 3.5 459 127 145 R 10 4 492 147 125 R 12 3.5 510 127



Cod

Diametrul exterior

[mm]


[mm] 135 R 12 4 522 137 145 R 12 4 542 147 155 R 12 4.5 550 157 125 R 13 3.5 536 127 135 R 13 4 548 137 145 R 13 4 566 147 155 R 13 4.5 578 157 165 R 13 4.5 596 167 175 R 13 5 608 178 185 R 13 5.5 624 188 125 R 14 3.5 562 127 135 R 14 4 574 137 145 R 14 4 590 147 155 R 14 4.5 604 157 165 R 14 4.5 622 167 175 R 14 5 634 178 185 R 14 5.5 650 188 195 R 14 5.5 666 198 205 R 14 6 686 208 215 R 14 6 700 218 225 R 14 6.5 714 228 125 R 15 3.5 588 127 135 R 15 4 600 137 145 R 15 4 616 147 155 R 15 4.5 630 157 165 R 15 4.5 646 167 175 R 15 5 660 178 185 R 15 5.5 674 188 195 R 15 5.5 690 198 205 R 15 6 710 208 215 R 15 6 724 218 225 R 15 6.5 738 228 235 R 15 6.5 752 238 175 R 16 5 686 178 185 R 16 5.5 698 188 205 R 16 6 736 208

Tabelul A2.7. Mărimile şi dimensiunile principale ale anvelopelor radiale. Serie 70


Cod

Diametrul exterior

[mm]


[mm] 145/70 R 10 3.5 462 139 155/70 R 10 3.5 474 146 165/70 R 10 4.5 494 165

Pneuri

187


Cod

Diametrul exterior

[mm]


[mm] 145/70 R 12 4 512 144 155/70 R 12 4 524 151 165/70 R 12 4.5 544 165 175/70 R 12 5 552 176 145/70 R 13 4 538 144 155/70 R 13 4 550 151 165/70 R 13 4.5 568 165 175/70 R 13 5 580 176 185/70 R 13 5 598 186 195/70 R 13 5.5 608 197 205/70 R 13 5.5 625 204 145/70 R 14 4 564 144 145/70 R 14 4 576 151 155/70 R 14 4.5 592 165 165/70 R 14 5 606 176 175/70 R 14 5 624 186 185/70 R 14 5.5 636 197 195/70 R 14 5.5 652 206 205/70 R 14 6 665 217 215/70 R 14 6 677 225 225/70 R 14 6.5 694 239 235/70 R 14 6.5 705 243 245/70 R 14 4 590 144 155/70 R 15 4 602 151 165/70 R 15 4.5 618 165 175/70 R 15 5 632 176 185/70 R 15 5 648 186 195/70 R 15 5.5 656 197 205/70 R 15 5.5 669 202 215/70 R 15 6 682 213 225/70 R 15 6 696 220 235/70 R 15 6.5 712 234 245/70 R 15 6.5 720 239

Tabelul A2.8. Mărimile şi dimensiunile principale ale anvelopelor radiale. Serie 60


Cod

Diametrul exterior

[mm]


[mm] 165/60 R 12 5 504 167 165/60 R 13 5 530 167 175/60 R 13 5.5 536 178 185/60 R 13 5.5 548 188 195/60 R 13 6 566 198 205/60 R 13 6 578 208



Cod

Diametrul exterior

[mm]


[mm] 215/60 R 13 6 594 218 225/60 R 13 6.5 602 230 235/60 R 13 6.5 614 235 165/60 R 14 5 554 167 175/60 R 14 5.5 562 178 185/60 R 14 5.5 574 188 195/60 R 14 6 590 198 205/60 R 14 6 604 208 215/60 R 14 6 610 215 225/60 R 14 6 620 220 235/60 R 14 6.5 630 231 245/60 R 14 6.5 642 237 265/60 R 14 7 670 260 185/60 R 15 5.5 600 188 195/60 R 15 6 616 198 205/60 R 15 6 630 208 215/60 R 15 6 638 216 225/60 R 15 6.5 652 230 235/60 R 15 6.5 664 236 255/60 R 15 7 688 255 205/60 R 16 6 654 208 215/60 R 16 6 662 215 225/60 R 16 6 672 226 235/60 R 16 6.5 684 232

Tabelul A2.9. Dimensiunile principale ale anvelopelor radiale High Flotation


Cod

Diametrul exterior

[mm]


[mm] 27 x 8.50 R 14 7 674 218 30 x 9.50 R 15 7.5 50 240

31 x 10.50 R 15 8.5 775 268 31 x 11.50 R 15 9 775 290 32 x 11.50 R 15 9 801 290 33 x 12.50 R 15 10 826 318

Tabelul A2.10. Pneuri radiale montate pe jante înclinate la 5′ sau jante cu baza plată

Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de măsurare sau [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]

Lăţimea profilului [mm]

6.50 R 20 5.00 860 181 7.00 R 16 5.50 784 198 7.00 R 18 5.50 842 198 7.00 R 20 5.50 892 198

Pneuri

189

Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de măsurare sau [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


7.50 R 16 6.00 802 210 7.50 R 17 6.00 852 210 7.50 R 20 6.00 928 210 8.25 R 16 6.50 860 230 8.25 R 17 6.50 886 230 8.25 R 20 6.50 962 230 9.00 R 16 6.50 912 246 9.00 R 20 7.00 1018 258

10.00 R 20 7.50 1052 275 10.00 R 22 7.50 1102 275 11.00 R 16 6.50 980 279 11.00 R 20 8.00 1082 286 11.00 R 22 8.00 1132 286 11.00 R 24 8.00 1182 286 12.00 R 20 8.50 1122 313 12.00 R 22 8.50 1174 313 12.00 R 24 8.50 1226 313 13.00 R 20 9.00 1176 336 14.00 R 20 10.00 1238 370 14.00 R 22 10.00 1290 370

Tabelul A2.11. Pneuri diagonale montate pe jante înclinate la 5′ sau jante cu baza plată

Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de măsurare

[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


7.00-16 5.50 774 198 7.00-20 5.50 898 198 7.50-16 6.00 806 210 7.50-17 6.00 852 210 7.50-20 6.00 928 213 8.25-16 6.50 860 234 8.25-17 6.50 895 234 8.25-20 6.50 970 234 9.00-16 6.50 900 252 9.00-20 7.00 1012 256 9.00-24 7.00 1114 256

10.00-20 7.50 1050 275 10.00-22 7.50 1102 275 11.00-20 8.00 1080 291 11.00-22 8.00 1130 291 11.00-24 8.00 1180 291 12.00-18 8.50 1070 312 12.00-20 8.50 1121 312 12.00-22 8.50 1720 312



[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


12.00-24 8.50 1220 312 13.00-20 9.00 1170 342 14.00-20 10.00 1238 375 14.00-22 10.00 1290 375 14.00-24 10.00 1340 375 15.00-20 11.25 1295 412 16.00-20 13.00 1370 446

Tabelul A2.12. Pneuri radiale montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51 ′


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


8 R 17.5 6.99 784 208 8.5 R 17.5 6.00 802 215 9 R 17.5 6.75 820 230

9.5 R 17.5 6.75 842 240 10 R 17.5 7.50 858 254 11 R 17.5 8.25 900 279 7 R 19.5 5.25 800 185 8 R 19.5 6.00 856 208 8 R 22.5 6.00 936 208 9 R 19.5 6.75 894 230 9 R 22.5 6.75 970 230

9.5 R 19.5 6.75 916 240 10 R 19.5 7.50 936 254 10 R 22.5 7.50 1020 254 11 R 19.5 8.25 970 279 11 R 22.5 8.25 1050 279 11 R 24.5 8.25 1100 279 12 R 19.5 9.00 1008 300 12 R 22.5 9.00 1084 300 13 R 22.5 9.75 1124 320

Tabelul A2.13. Pneuri diagonale montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51 ′

Dimensiunile pneului Diametrul exterior

[mm]

Dimensiunile pneului

Diametrul exterior [mm]

60 101 95 136 61 102 96 137 62 103 97 138 63 104 98 139 64 105 99 140 65 106 100 141 66 107 142 172

Pneuri

191

Dimensiunile pneului Diametrul exterior

[mm]

Dimensiunile pneului


67 108 143 173 68 109 144 174 69 110 145 175 70 111 146 176 71 112 147 177 72 113 148 178 73 114 149 179 74 115 150 180 75 116 151 181 76 117 152 182 77 118 153 183 78 119 154 184 79 120 155 185 80 121 156 186 81 122 157 187 82 123 158 188 83 124 159 189 84 125 160 190 85 126 161 191 86 127 162 192 87 128 163 193 88 129 164 194 89 130 165 195 90 131 166 196 91 132 167 197 92 133 168 198 93 134 169 199 94 135 170 200

Tabelul A2.14. Pneuri radiale „Wide base” montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51 ′


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


14 R 19.5 10.60 962 348 15 R 19.5 11.75 998 387 15 R 22.5 11.75 1074 387

16.5 R 19.5 13.00 1046 425 16.5 R 22.5 13.00 1122 425 19 R 19.5 14.00 1082 457 19 R 22.5 14.00 1158 457

19.5 R 19.5 15.00 1134 495 21 R 22.5 16.50 1248 540


Tabelul A2.15. Pneuri diagonale „Wide base” montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51 ′ Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de

măsurare [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


15-19.5 11.75 1004 387 15-22.5 11.75 1080 387

16.5-19.5 13.00 1052 425 16.5-22.5 13.00 1128 425 18-19.5 14.00 1080 457 18-22.5 14.00 1156 457

19.5-19.5 15.00 1138 495 21-22.5 16.50 1246 540

Tabelul A2.16. Pneuri radiale din seria 80 montate pe jante înclinate la 5′ sau jante cu baza plată


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


12/80 R 20 8.50 1006 305 13/80 R 20 9.00 1048 326 14/80 R 20 10.00 1090 350 14/80 R 24 10.00 1192 350

14.75/80 R 20 10.00 1124 370 15.5/80 R 20 10.00 1158 384

Tabelul A2.17. Pneuri radiale din seria 70 montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51 ′


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


9/70 R 22.5 6.75 892 229 10/70 R 22.5 7.50 928 254 11/70 R 22.5 8.25 862 279 12/70 R 22.5 9.00 999 305 13/70 R 22.5 9.75 1033 330

Tabelul A2.18. Pneuri radiale din seria 80 montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51 ′


[ţoli]



12/80 R 22.5 9.00 1046 305

Tabelul A2.19. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare uşoare montate pe jante cu diametrul la 61 ′ şi mai mare


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


6.00 R 16 C 4.50 728 170

Pneuri

193


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


6.00 R 18 C 4.00 782 165 6.50 R 16 C 4.50 742 176 6.50 R 17 C 4.50 772 176

6.50 R 17 LC 4.50 726 166 6.50 R 20 C 5.00 860 181 7.00 R 16 C 5.50 778 198 7.50 R 16 C 6.00 802 210 7.50 R 17 C 6.00 852 210

Tabelul A2.20. Pneuri diagonale pentru vehicule utilitare uşoare montate

pe jante cu diametrul la 61 ′ şi mai mare Dimensiunile pneului Lăţimea jantei

de măsurare [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


6.00-16 C 4.50 730 170 6.00-18 C 4.00 786 165 6.00-20 C 5.00 842 172 6.50-16 C 4.50 748 176

6.50-17 LC 4.50 726 166 6.50-20 C 5.00 870 181 7.00-16 C 5.50 778 198 7.00-18 C 5.50 848 198 7.00-20 C 5.50 898 198 7.50-16 C 6.00 806 210 7.50-17 C 6.00 852 210 8.25-16 C 6.50 860 234 8.90-16 C 6.50 885 250 9.00-16 C 6.50 900 252

Tabelul A2.21. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare uşoare montate pe jante

„Drop center” (D.C.) la 5′ (Diametrul jantei 5121 ′′−′′ ) Dimensiunile pneului Lăţimea jantei

de măsurare [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


Serii „superbalon” 5.60 R 12 C 4.00 570 150 6.40 R 13 C 5.00 648 172 6.70 R 13 C 5.00 660 180 6.70 R 14 C 5.00 688 180 6.70 R 15 C 5.00 712 180 7.00 R 15 C 5.50 744 195

Serii „secţiune joasă” 6.50 R 14 C 5.00 640 170 7.00 R 14 C 5.00 650 180



[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


7.50 R 14 C 5.50 686 195

Tabelul A2.22. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare uşoare montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 51 ′′


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


7 R 17.5 C 5.25 752 185 8 R 17.5 C 6.00 784 208

Tabelul A2.23. Pneuri diagonale pentru vehicule utilitare uşoare montate

pe jante „Drop center” (D.C.) la 5′ (Diametrul jantei 5121 ′′−′′ )


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


Serii „superbalon” 5.20-12 C 3.50 560 136 5.60-12 C 4.00 572 148 5.60-13 C 4.00 598 148 5.90-13 C 4.50 616 158 5.90-14 C 4.50 642 158 5.90-15 C 4.50 668 158 6.40-13 C 5.00 640 172 6.40-14 C 5.00 666 172 6.40-15 C 5.00 692 172 6.40-16 C 4.50 748 172 6.70-13 C 5.00 662 180 6.70-14 C 5.00 688 180 6.70-15 C 5.00 712 180

Serii „secţiune joasă” 5.50-12 C 4 552 142 6.00-12 C 4.50 574 158 6.00-14 C 4.50 626 158 6.50-14 C 5 650 172 6.50-15 C 5.50 676 172 7.00-14 C 5.50 668 182 7.50-14 C 5 692 192

Serii „balon” 7.00-15 C 5.50 752 198 7.50-15 C 6.00 780 210

Serii „milimetric” 125-12 C 3.50 514 127 165-15 C 4.50 652 167

Pneuri

195


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


185-14 C 5.50 654 188 195-14 C 5.50 670 198 245-16 C 7.00 798 248 17-15 C

17-380 C 5.00

678 178

17-400 C 19 x 400 mm 702 186 19-400 C 19 x 400 mm 736 200 21-400 C 19 x 400 mm 772 216

Tabelul A2.24. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare uşoare montate

pe jante “Drop center” (D.C.) la 5′ – Serie milimetrică


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


125 R 12 C 3.50 510 127 125 R 13 C 3.50 536 127 125 R 14 C 3.50 562 127 125 R 15 C 3.50 588 127 135 R 12 C 4.00 522 137 135 R 13 C 4.00 548 137 135 R 14 C 4.00 574 137 135 R 15 C 4.00 600 137 145 R 10 C 4.00 492 147 145 R 12 C 4.00 542 147 145 R 13 C 4.00 566 147 145 R 14 C 4.00 590 147 145 R 15 C 4.00 616 147 155 R 12 C 4.50 550 157 155 R 13 C 4.50 578 157 155 R 14 C 4.50 604 157 155 R 15 C 4.50 630 157 155 R 16 C 4.50 656 157 165 R 13 C 4.50 596 167 165 R 14 C 4.50 622 167 165 R 15 C 4.50 646 167 165 R 16 C 4.50 672 167 175 R 13 C 5.00 608 178 175 R 14 C 5.00 634 178 175 R 15 C 5.00 660 178 175 R 16 C 5.00 684 178 185 R 13 C 5.50 624 188 185 R 14 C 5.50 650 188 185 R 15 C 5.50 674 188



[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


185 R 16 C 5.50 700 188 195 R 14 C 5.50 666 198 195 R 15 C 5.50 690 198 195 R 16 C 5.50 716 198 205 R 14 C 6.00 686 208 205 R 15 C 6.00 710 208 205 R 16 C 6.00 736 208 215 R 14 C 6.00 700 218 215 R 15 C 6.00 724 218 215 R 16 C 6.00 750 218 225 R 14 C 6.50 714 228 225 R 15 C 6.50 738 228 225 R 16 C 6.50 764 228 235 R 14 C 6.50 728 238 235 R 15 C 6.50 752 238 235 R 16 C 6.50 778 238 17 R 15 C

17 R 380 C 5.00 678 178

17 R 400 C 19 x 400 mm 698 186 19 R 400 C 19 x 400 mm 728 200

Tabelul A2.25. Pneuri diagonale „Wide base” pentru vehicule utilitare

(în afara sectoarelor Drumuri şi Agricol) Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de

măsurare [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


10.5-18 MPT 9 905 270 10.5-20 MPT 9 955 270 12.5-18 MPT 11 990 325 12.5-20 MPT 11 1040 325 14.5-20 MPT 11 1095 355 14.5-20 MPT 11 1195 355 7.5-18 MPT 5.50 885 208

Tabelul A2.26. Pneuri radiale „Wide base” pentru vehicule utilitare

(în afara sectoarelor Drumuri şi Agricol) Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de

măsurare [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


10.5 R 20 MPT 9 955 276 12.5 R 20 MPT 11 1040 330 14.5 R 20 MPT 11 1095 362 14.5 R 24 MPT 11 1195 362

Pneuri

197

Tabelul A2.27. Pneuri radiale pentru remorci joase Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de

măsurare [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


5.00 R 8 3.00 467 132 6.00 R 9 4.00 540 160

7.00 R 12 5.00 672 192 7.50 R 15 6.00 772 212 8.25 R 15 6.50 836 234

10.00 R 15 7.50 918 275

Tabelul A2.28. Pneuri diagonale pentru remorci joase Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de

măsurare [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


6.00-9 4.00 540 160 7.00-12 5.00 672 192 7.00-15 5.0 746 192 8.25-15 6.00 772 212

10.00-15 6.50 836 234

Tabelul A2.29. Pneuri diagonale din seria 75 montate pe jante cu baza plată la 51 ′ Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de

măsurare [ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


7.25/75-16.5 5.25 695 182 8.00/75-16.5 6.00 724 203 8.75/75-16.5 6.75 752 224 9.50/75-16.5 7.50 781 245

Tabelul A2.30. Pneuri diagonale şi radiale montate pe jante cu baza plată sau din două piese


[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


3.00-4 2.10 255 81 4.00-4 2.50 312 107 4.00-8 2.50 414 107 5.00-8 3.00 467 132

6.50-10 5.00 588 177 7.00-9 5.00 562 174

7.50-10 5.50 645 207 8.25-10 6.50 698 240

10.50-13 6.00 889 275 10.50-16 6.00 965 275 11.00-16 6.00 952 272 14.00-16 10.00 1139 375

15 x 41/2 – 8 3.25 385 122



[ţoli]

Diametrul exterior

[mm]


16 x 6 – 8 4.33 425 152 18 x 7 – 8 4.33 462 173

21 x 4 2.32 565 113 21 x 8 – 9 6.00 535 200 23 x 9 – 10 6.50 595 225

22 x 41/2 3.11 595 132 23 x 5 3.75 635 155 25 x 6 3.75 680 170 27 x 6 4.33 758 188

27 x 10 – 12 8.00 690 255 28 x 6 3.75 760 170

29 x 9 – 15 7.00 707 216 29 x 7 5.00 809 211 29 x 8 6.00 809 243

9.00-15 6.00 840 249 2.50-15 7.50 735 250 3.00-15 8.00 840 300

6.50 R 10 5.00 588 177 7.00 R 15 5.50 746 197 7.50 R 10 5.50 645 207

15 x 41/2 R 8 3.25 385 122 16 x 6 R 8 4.33 425 152 18 x 7 R 8 4.33 462 173

560 x 165 R 11 5.00 560 175 680 x 180 R 15 5.00 680 189

Tabelul A2.31. Variaţia sarcinii în funcţie de viteză la pneurile

radiale şi diagonale pentru autovehicule utilitare

Variaţii ale capacităţii de transport Toţi indicatorii de încărcare Indicatorul de

încărcare ≥ 122 Indicatorul de

încărcare < 121

Categoria de viteză Categoria de viteză Categoria de viteză

Viteza [km/h]

F G J K L M L M N P 0 +160 +110 5 +110 +80 10 +80 +75 15 +65 +60 20 +50 +50 25 +36 +42 30 +25 +35 35 +18 +29 40

vezi coloana

J

vezi coloana

J

+15

vezi coloana

J

vezi coloana

J

vezi coloana

J

+25

Pneuri

199

Variaţii ale capacităţii de transport Toţi indicatorii de încărcare Indicatorul de

încărcare ≥ 122 Indicatorul de

încărcare < 121

Categoria de viteză Categoria de viteză Categoria de viteză

Viteza [km/h]

F G J K L M L M N P 45 +13 +22 50 +12 +20 55 +11 +17,5 60

+10 +15,0 65 +7,5 +8,5 +13,5 70 +8,0 +7 +12,5 75 +2,5 +5,5 +11,0 80 0

+4,0 +10,0 85 -3 +2,0 +3,0 +8,5 90 -6 0 +2,0 +7,5 95 -10 -2,5 +1,0 +6,5

100 -15 -6 0

+5 105 -8 -2 0 0 0 +3,75 110 -13 -4 0 0 0 +2,5 115 -7 -3 0 0 +1,25 120 -12 -7 0 0 0

125 0 -2,5 0 0 0 130 0 -5 0 0 0 135 -7,5 -

2,5 0 0

140 -10 -5 0 0 145 -

7,5 -

2,5 0

150 -10

-6 0

155 -7,5

-2,5

160

-10

- 5

BIBLIOGRAFIE 1. Ghiulai,C., Vasiliu Ch. Dinamica autovehiculelor, Editura Didactică si

Pedagogică Bucureşti, 1975 2. Gorianu, M., ş.a. Propulsia şi circulaţia autovehiculelor cu roţi, Editura

Ştiinţifică şi Enciclopedică, Bucureşti, 1987. 3. Macarie, T. Automobile. Dinamica. Editura Universităţii din Piteşti, 2003 4. Marinescu, D., ş.a. Aspecte ale evoluţiei transmisiilor cu variaţie continuă

pentru autoturisme , A VII-a Conferinţă cu participare internaţională: “CAR'97”, vol. A , Piteşti , 20-22 noiembrie 1997.

5. Marinescu, D., Tabacu, St. Evaluarea caracteristicii exterioare a motoarelor cu ardere internă, A VII-a Conferinţa Naţională de Termotehnică, Vol III, Piteşti, 29-30 mai 1998,

6. Milliken, W., Milliken, D. Race car vehicle dynamics, SAE Inc., 1995 7. Miloiu, Gh. ş.a. Transmisii mecanice moderne, Editura Tehnică, Bucureşti,

1980. 8. Mitschke, M. Dynamik der Kraftfahreuge, Band A: Antrieb und Bremsung,

Springer- Verlag, Berlin Heidelberg New York, 1982. 9. Poţincu, Gh. şi Tabacu, I. Sistemele automobilului, Litografia Institutului

Politehnic Bucureşti, 1973. 10. Poţincu, Gh., Hara, V. şi Tabacu, I. Automobile, Editura Didactică şi

Pedagogică, Bucureşti, 1980. 11. Poţincu, Gh., Dinamica autovehiculelor, Litografiat Universitatea din Piteşti,

1997. 12. Tabacu, I. Calculul şi Construcţia automobilelor, Indrumar de laborator,

Litografiat Institutul de Subingineri Piteşti, 1985. 13. Tabacu, I., Macarie, T, Stanca, I. Dinamica autovehiculelor, Indrumar de

proiectare, Litografiat Universitatea din Piteşti, 1990. 14. Tabacu, I. Consideraţii asupra condiţiilor de determinare a rapoartelor de

transmisiilor mecanice în trepte utilizate la autoturisme, Revista Inginerilor de Automobile (R.I.A.), nr. 1/1990.

15. Tabacu, I. Transmisii mecanice pentru autoturisme., Editura Tehnică, 1999 16. Untaru, M., ş.a. Dinamica autovehiculelor pe roţi, Editura Didactică şi

Pedagogică , Bucureşti, 1981. 17. Wong, J.,Y. Theory of ground vehicles, John Wiley & Sons, 1978

indrumar dinamica

Documents