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
1.
2.
3.
4.
Cuvânt înainte
Repere biografice
STUDIUL SOLUŢIILOR SIMILARE ŞI AL TENDINŢELOR DE
DEZVOLTAR…………………………………...……..………………………….
1.1. Studiul soluţii similare ………………………………………………………
1.2. Tendinţe de dezvoltare …………………………………………………….
1.2.1. Tendinţe de dezvoltare a autoturismelor………………………….
1.2.2. Tendinţe de dezvoltare a autobuzelor…………………………….
1.2.3. Tendinţe de dezvoltare a autocamioanelor……………………….
1.3 Organizarea transmisiei autovehiculelor………………………………….
1.3.1. Organizarea generală a autoturismelorr………………………….
1.3.2. Organizarea transmisiei autobuzelor………………………………
1.3.3. Organizarea transmisiei autocamioanelor…………………………
1.4. Amenajarea interioară a autovehiculelor…………………………………
PARAMETRII CONSTRUCTIVI AI AUTOVEHICULELOR………………….
2.1. Soluţia de organizare generală, organizarea transmisiei, a sistemelor
şi amenajarea interioară……………………………………………………
2.2. Dimensiuni principale şi ale capacităţii de trecere……………………….
2.3. Masa autovehiculului……………………………………………………….
2.3.1. Masa utilă……………………………………………………………..
2.3.2. Masa proprie………………………………………………………….
2.4. Centrul de masă şi coordonatele centrului de greutate………………….
2.5. Alegerea pneurilor…………………………………………………………...
DEFINIREA CONDIŢIILOR DE AUTOPROPULSARE……………………….
3.1. Rezistenţa la rulare………………………………………………………….
3.1.1. Generarea rezistenţei la rulare……………………………………..
3.1.2. Factori de influenţă asupra rezistenţei la rulare…………………..
3.1.3. Calculul rezistenţei la rulare………………………………………...
3.2. Rezistenţa aerului……………………………………………………………
3.2.1. Noţiuni de aerodinamica autovehiculului………………………….
3.2.2. Influenţa formei autovehiculului asupra aerodinamicii sale……..
3.2.3. Calculul rezistenţei aerului………………………………………….
3.3. Rezistenţa la pantă………………………………………………………….
3.4. Rezistenţa la demarare……………………………………………………..
3.5. Exemplu de calcul…………………………………………………………..
3.6. Ecuaţia generală de mişcare rectilinie a automobilului…………………
REACŢIUNILE NORMALE ALE CĂII DE RULARE ASUPRA ROŢILOR
AUTOVEHICULELOR…………………………………………………………….
4.1. Relaţii de calcul………………………………………………………………
4.2. Calculul reacţiunilor normale în regimul demarării la limita de
aderenţă………………………………………………………………………
4.2.1. Autovehicule cu o singură punte motoare (4x2)………………….
4.2.2. Autovehicule cu ambele punţi motoare (4x4)…………………….
3
3
11
11
15
16
18
18
23
23
24
26
26
26
27
27
29
31
33
38
39
39
40
40
45
45
46
49
49
50
52
56
59
59
60
60
62
8
Cuprinsul
4.2.3. Calculul reacţiunilor normale în regimul frânării………………….
5 CALCUL DE TRACŢIUNE……………………………………………………….
5.1. Alegerea randamentului transmisiei………………………………………
5.2. Motoare pentru automobile…………………………………………………
5.2.1. Motorul – sursa de energie pentru autopropulsare………………
5.2.2. Evaluarea analitică a caracteristicii exterioare……………………
5.2.3. Calcul caracteristicii exterioare necesare…………………………
5.3. Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei………
5.3.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al
transmisiei……………………………………………………………
5.3.2. Limitarea de către aderenţă a valorii maxime a raportului de
transmitere……………………………………………………………
5.3.3. Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al
transmisiei…………………………………………………………….
5.3.4. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi a
mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei……………….
5.3.5. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei
necesare realizării performanţelor de viteze în zone de turaţie
ale motorului caracterizate de funcţionare economicoasă………
5.4. Exemplu de calcul ………………………………………………………….
6 STUDIUL ŞI DETERMINAREA PERFORMANŢELOR DINAMICE DE
TRECERE ŞI DEMARARE ALE AUTOVEHICULELOR……………………..
6.1. Performanţele dinamice
6.1.1. Caracteristica de tracţiune
6.1.2. Caracteristica puterilor
6.1.3. Caracteristica dinamică
6.1.4. Influenţa
valorilor
raportelor
de transmitere
asupra
performanţelor dinamice ale autoturismelor.
6.2. Performanţele de demarare
6.2.1. Acceleraţia automobilului. Caracteristica ac
6.2.2. Caracteristicile de demarare
6.2.3. Aprecierea capacităţii de demarare a autovehiculelor
6.3. Exemplu de calcul
6.3.1. Caracteristica factorului dinamic
6.3.2. Limitarea de către aderenţă a factorului dinamic
6.3.3. Determinarea parametrilor capacităţii de demarare ai
autovehiculului.
7 PERFORMANŢELE DE FRANARE ALE AUTOVEHICULELOR
7.1. Parametrii capacitătii de frânare.
7.1.1. Parametrii capacitătii de frânare.
7.1.2. Determinarea spaţiului de frânare
7.1.3. Determinarea timpului de frânare
7.2. Repartizarea forţelor de frânare între punţile autovehiculului.
7.3. Valorificarea rezultatelor
7.4. Exemplu de calcul
8 PERFORMANŢELE CONSUMULUI DE COMBUSTIBIL
8.1. Determinarea consumului de combustibil pentru autovehiculul ce
urmează a fi echipat cu un motor la care sunt cunoscute
caracteristicile consumului de combustibil
63
64
64
65
65
66
71
73
74
76
80
80
81
82
87
87
87
90
93
98
101
101
102
107
108
108
109
110
115
116
116
117
117
118
119
122
124
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.
8.2.1. Determinarea lucrului mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE
8.2.2. Determinarea lucrului mecanic necesar deplasării cu viteze
constante
8.3. Exemplu de calcul
9 STABILITATEA ŞI MANIABILITATEA AUTOVEHICULULUI
9.1. Stabilitatea autovehiculului
9.1.1. Stabilitatea longitudinală a autovehiculului
9.1.2. Stabilitatea transversală la mersul în viraj
9.1.3. Stabilitatea la frânarea pe drum orizontal la mesul rectiliniu
9.2 Maniabilitatea autovehiculelor
9.2.1. Maniabilitatea în viraj
10 PROBLEME
ANEXE
BIBLIOGRAFIE…..……………………………………………..………………...
131
133
135
136
138
138
139
141
145
148
148
152
156
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).
4
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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.
P
În figura 1.6. este prezentat ca mărime de interes raportul max dintre puterea
ma
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
Ql
l
de combustibil, ( Q100
) şi puterea maximă a motorului, (Pmax), raport notat 100 .
Pmax
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.
V
O altă mărime folosită este prezentată în figura 1.8. Raportul max , dintre
ma
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
l
consmul mediu de combustibil Q100
[litri/100km] şi masa autovehiculului, ma [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
Consum mediu L/100 Km
Viteza maximă [km/h]
Acceleraţie 0-100 km/h [s]
Masa totală [kg]
Masa proprie [kg]
Inaltime [mm]
Latime [mm]
Lungime [mm]
Ecartament spate [mm]
Ecartament fata [mm]
Ampatament [mm]
Dimensiunea anvelopelor
Moment motor Nm la rot/min
Putere kW la rot/min
Cinilndree [cm3]
Marca si modelul
Tabelul 1.1. Soluţiile similare
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
6
2540
2687 2620
A2
3000
A1
Ampatament [mm]
[mm]
2500
2540 2540 2660 2610 2525 2540 2505 2517 2640 2580 2580 2503 2572
2000
1500
1000
500
Valoarea medie
A15
A14
A13
A12
A11
A10
A9
A8
A7
A6
A5
A4
A3
0
Fig.1.1. Ampatamentul automobilelor
4093
4797 4615
4000
4020
4354 4520 4544 4293 4343
4035 4051
4477 4232 4530 4354 4351
3000
2000
1000
Fig.1.2. Lungimea automobilelor
Valoarea medie
A15
A14
A13
A11
A9
A8
A7
A6
A5
A4
A3
A2
0
A1
[mm]
5000
A12
6000
A10
Lungime [mm]
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
7
Valoarea medie
A15
A14
A13
A12
A11
A10
A9
A8
A7
A6
A5
A4
A3
A2
2000 1712 1783 1718 1750
1695 1760 1773 1700 1700 1710 1696 1707 1689 1695 1686 1718
1800
1600
1400
1200
1000
800
600
400
200
0
A1
[mm]
Latime [mm]
Fig.1.3. Lăţimea automobilelor
Fig.1.4. Inălţimea automobilelor
Valoarea medie
A15
A14
A13
A12
A11
A10
A9
A8
A7
A6
A5
A4
A3
A2
1600 1472 1430 1388 1420 1445 1435
1394 1430 1405 1397 1428 1386 1410 1387 1409
1310
1400
1200
1000
800
600
400
200
0
A1
[mm]
Inaltime [mm]
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
8
Valoarea medie
A15
A14
A13
A12
A11
A10
A9
A8
A7
A6
A5
A4
A3
A2
1520
1496 1519 1440 1436 1460
1600 1472
1426 1439 1435
1424 1484 1454 1465 1416 1459
1400
1200
1000
800
600
400
200
0
A1
[mm]
Ecartament [mm]
Fig.1.5. Ecartamentul automobielelor
0.0492
0.0475
0.0467
A14
A15
Valoarea medie
0.0457
0.0425
0.0474
0.0516
0.0428
0.0503
A7
0.0475
0.0483
A6
0.0469
A4
0.0439
0.0474
A3
0.0444
A2
0.04
0.03
0.02
0.01
A13
A12
A11
A10
A9
A8
0
A5
[kW/kg]
0.05
0.0454
0.06
A1
Pmax/ma [kW/kg]
Fig. 1.6. Raportul dintre puterea maximă şi masa automobilului
0.1112
0.1086
0.1111
0.1151
A5
A6
A7
A8
0.1087
0.1138
0.1188
0.1171
0.1122
A13
A14
A15
Valoarea medie
0.1226
0.1157
A12
A11
A10
0.1066
0.1139
A4
A9
0.1135
0.0955
A3
A2
0.14
0.12
0.1
0.08
0.06
0.04
0.02
0
0.1108
[l/kW]
Fig.1.8. Raportul dintre viteza maximă şi masa automobilului
Valoarea medie
A15
A14
A13
A12
A11
A10
A9
A8
A7
A6
0.1240
0.1032
0.0826
0.1077
0.0911
0.0938
0.0954
0.1064
0.1023
0.1035
0.1053
0.1185
0.0977
A4
A5
0.1023
0.1100
A2
A3
0.1070
A1
0.14
0.12
0.1
0.08
0.06
0.04
0.02
0
A1
[km/h/kg]
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
9
Q_100/Pmax [l/kW]
Fig.1.7. Raportul dintre consumul meiu de combustibil şi puterea maximă a motorului
Vmax/ma [km/h/kg]
2.5840
2.5568
2.4911
2.4150
2.4667
2.4052
A11
A12
A13
A14
A15
Valoarea medie
2.2428
2.4911
A9
A10
2.4221
2.2085
A7
A8
2.2470
A6
2.5315
0
A5
0.5
2.4295
1
A4
1.5
2.3962
2
A3
2.1523
[l/kg]
0.0048
0.0046
A3
A4
Fig.1.10. Raportul dintre viteza maximă şi puterea maximă a motorului
Valoarea medie
A15
A14
A13
A12
A11
A10
A9
A8
A7
A6
0.0059
0.0048
0.0041
0.0049
0.0039
0.0045
0.0049
0.0046
0.0049
0.0052
0.0051
0.0052
0.0049
A2
A5
0.0049
A1
0.007
0.006
0.005
0.004
0.003
0.002
0.001
0
A2
2.5
2.4427
3
A1
[km/h/kW]
10
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
Q_100/ma [l/kg]
Fig.1.9. Raportul dintre consumul mediu şi masa automobilului
v_max/Pmax [km/h/kW]
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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 pneumohidraulică 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.
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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.
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
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,
Transversal
Longitudinal
Dispunerea
motrului
a1
„Clasică”
b1
a2
„Totul faţă”
4x2
b2
a3
„Totul spate”
Organizarea tracţiunii
b3
a4
4x4
Tabelul 1.1.Organizarea şi dispunerea grupului motopropulsor.
22
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
- 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
Studiul soluţiilor similare şi al tendinţelor de dezvoltare
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
3
cuprins între 50-80 dm 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:
m u = 75 ⋅ N + m inc [kg],
(2.1)
unde: N – numărul de locuri în cabină;
minc – masa încărcăturii transportate;
-pentru autoturisme:
m u = (68 + 7) ⋅ N + m bs [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:
(2.3)
m u = 75 + ( 68 + 7) ⋅ (N1 + N 2 ) [kg],
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):
(2.4)
N ≤ N2 + S1 / S sp ≤ (PT − PV − 100 − 75 ⋅ VX) / Q
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]
Clasa I
Clasa II
68
71
(cuprinde un bagaj de mână de
3 kg)
71
(cuprinde un bagaj de mână de
3 kg)
Clasa III
Ssp
[m2/călător]
0,125
0,15
Autovehiculele din această
clasă nu sunt amenajate pentru
transport de călători în picioare
- pentru autobuze interurbane:
mu = 75 + (68 + 20) ⋅ N [kg],
unde: N – numărul de locuri;
-pentru autobuze turistice:
m u = 75 ⋅ 2 + (68 + 25 ) ⋅ N [kg].
(2.5)
(2.6)
Parametrii constructivi ai autovehiculelor
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 ( η G ), definit ca raport dintre masa proprie (m0) şi
masa utilă (mu).
m0
(2.7)
mu
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).
ηG =
1,25
u
1,0
0,75
0,5
0
4
8
mu [*10³ kg]
16
12
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
30
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 η G = 1,00, iar cele cu masa proprie între 500010000 kg au coeficientul de utilizare a greutăţii
cu remorci sau semiremorci
η G = 0,70-0,85. La autovehiculele
η G = 0,60-0,75.
Pe baza celor de mai sus, se adoptă, funcţie de masa utilă, coeficientul de
utilizare a greutăţii η G , obţinându-se pentru masa proprie valoarea:
m 0 = η G ⋅ m u [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
7
Clasa I
Clasa II
Clasa III
Clasa I
Clasa II
Clasa III
Clasa I
Clasa II
Clasa III
Clasa I
Clasa II
Clasa III
Clasa I
7-9
9 - 10,5
10,5 - 14
14 - 17
Masa proprie a unui metru de
lungime
[kg]
520
530
535
560
580
620
625
642
782
650
675
720
650
Faţă de masele determinate mai sus, se determină greutatea automobilului
(Ga), greutatea utilă (Gu) şi greutatea proprie (G0) cu relaţiile:
G a = 10 ⋅ m a [N];
(2.9)
G u = 10 ⋅ m u [N];
(2.10)
G 0 = 10 ⋅ m 0 [N].
2
unde s-a considerat acceleraţia gravitaţională egală cu 10 m/s .
(2.11)
Parametrii constructivi ai autovehiculelor
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).
L
a
b
cg
hg
Ga
G1
G2
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
Parametrul
a
L
hg
L
Starea
Gol
Încărcat
Autoturism
0,45–0,54
0,49–0,55
Tipul autovehiculului
Autobuz
Autocamion
0,5–0, 65
0,46–0,55
0,5–0,68
0,6–0,75
Gol
Încărcat
0,16–0,26
0,165–0,26
0,23-0,285
0,21–0,268
0,3–0,38
Autotractor
0,61 – 0,67
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 a / L < 0,5 ;
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
32
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 a / L ≅ 0,5 . În celelalte
cazuri (majoritare) în stare încărcată a / L 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 i = 1 ÷ n ale
autovehiculului, se obţin pentru centrul de greutate coordonatele:
-
a=
∑m ⋅ a = ∑m ⋅ a
m
∑m
i
i
i
i
;
(2.12)
a
i
b =L−a;
hg =
∑m ⋅ h = ∑m ⋅ h
m
∑m
i
i
i
i
(2.13)
i
.
(2.14)
a
Pentru toate subansamblurile cu centrul de masă situat în faţa punţii faţă,
coordonata a i < 0 . 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:
mi
⋅ ai
m0
ηG
mi
a=
⋅ m0 =
⋅
⋅ ai ;
(2.15)
ma
1 + ηG
m0
∑
∑
Parametrii constructivi ai autovehiculelor
b =L−a;
mi
⋅ hi
m0
ηG
hg =
⋅ m0 =
⋅
ma
1 + ηG
∑
33
(2.16)
mi
∑m
⋅ hi .
(2.17)
0
Masa autovehiculului se transmite căii prin intermediul punţilor.
Pentru autovehiculele cu două punţi, masele ce revin punţilor sunt (fig.2.2):
b
⋅ ma ;
L
a
m2 = ⋅ ma ,
L
respectiv greutăţilor:
b
G1 = ⋅ G a ;
L
a
G2 = ⋅ Ga .
L
m1 =
(2.18)
(2.19)
(2.20)
(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:
m
m p1 = 1 ,
(2.22)
2
- pentru pneurile punţii spate:
m
(2.23)
m p2 = 2 .
n
unde n – numărul de pneuri ale punţii spate.
Valorile m p1 şi m p2 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
34
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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:
rr = λ ⋅ r0 ,
(2.24)
unde: r0 – raza roţii libere determinată după diametrul exterior precizat în STAS;
Parametrii constructivi ai autovehiculelor
35
λ - coeficient de deformare, care depinde de presiunea interioară a aerului
din pneu şi are valorile:
λ = 0,93 − 0,935 - pentru pneurile utilizate la presiuni mai mici de 600
kPa (6 bari);
λ = 0,945 − 0,95 - 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:
L
(2.25)
rr = r ,
2π
H
r0
d
D
H
unde Lr este circumferinţa de rulare citită în standard.
Pentru calcule aproximative se poate considera raza liberă egală cu raza
nominală:
r0 = rn .
(2.26)
Raza nominală are expresia:
D
(2.27)
rn = ,
2
unde: D – diametrul exterior (nominal) al anvelopei (fig.2.3).
d – diametrul interior al anvelopei;
H – înălţimea profilului;
B – lăţimea profilului (balonajul).
D = d + 2⋅H .
(2.28)
Fig.2.3. Dimensiunile principale ale anvelopelor
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
36
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;
H⎞
⎛
- are un raport nominal de aspect ⎜100 ⎟ de 70;
B⎠
⎝
- 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:
H
H
70 = 100 = 100
= 0,54 ⋅ H ;
B
185
H=
70
= 129,62 ≅ 130 mm.
0,54
Conform relaţiei (2.28):
D = 14 ⋅ 25,4 + 2 ⋅ 130 = 615,6 ≅ 616 mm.
Rezultă, conform (2.27):
rn = r0 =
2)
D 616
=
= 308 mm.
2
2
250/70 R 20 149/145 J 146 L TUBELESS M+S
143
(R.54 ECE – ONU)
Aceste inscripţii definesc o anvelopă care:
- are lăţimea profilului (balonajul) de 250 mm;
-
257
90 PSI
H⎞
⎛
are un raport nominal de aspect ⎜100 ⎟ de 70;
B⎠
⎝
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);
Parametrii constructivi ai autovehiculelor
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:
-
70
H
H
= 100
= 0,4 ⋅ H ⇒ H =
= 175 mm;
B
250
0,4
D = 20 ⋅ 25,4 + 2 ⋅ 175 = 858 mm;
D 858
rn = r0 = =
= 429 mm.
2
2
70 = 100
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).
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
40
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:
a
(3.1)
MOr = 0 ⇔ X = ⋅ Z
rr
unde: rr este raza de rulare a roţii;
Z reacţiunea normală dintre pneu şi cale;
Notând produsul
Mrul = a ⋅ Z
(3.2)
care reprezintă momentul rezistenţei la rulare (fig.3.1.b) expresia forţei datorate
rostogolirii roţii pe cale devine:
M
a
(3.3)
R r = rul = ⋅ Z
rd
rd
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:
a
f=
(3.4)
rd
∑
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.
Definirea condiţiilor de autopropulsare
41
Tabelul 3.1. Valori medii ale coeficientului rezistenţei la rulare.
Natura căii
Asfalt sau beton
Şosea pietruită
Şosea pavată
Drum de pământ
Starea căii
bună
satisfacatoare
bună
stare bună
cu hârtoape
uscată bătătorită
după ploaie
desfundat
Drum cu gheată sau gheaţă
Drum cu zăpadă
afânata
bătătorită
Coeficientul de rezistenţă la rulare
0,015-0,018
0,018-0,022
0,020-0,025
0,025-0,030
0,035-0,050
0,025-0,035
0,050-0,150
0,100-0,250
0,015-0,030
0,07-0,100
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]:
fR = f0 + f01 ⋅ V + f02 ⋅ V 2 + f03 ⋅ V 3
(3.5)
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
42
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.
f0
⎡ h2 ⎤
⎡ h3 ⎤
⎡ h ⎤
Tipul pneului
f01, ⎢
f02 , ⎢
f03 , ⎢
⎥
⎥
⎥
⎣ km ⎦
⎢⎣ km ⎥⎦
⎢⎣ km ⎥⎦
0,00
− 2,8664 ⋅ 10 −5
1,8036 ⋅ 10 −7
Cord metalic
1,3295 ⋅ 10 −2
Radial
−5
−7
−2
0,00
− 1,21337 ⋅ 10
1,6830 ⋅ 10
Cord textil
1,3854 ⋅ 10
Radial
Secţiune
foarte joasă
1,6115 ⋅ 10 −2
− 9,9130 ⋅ 10 −6
2,3214 ⋅ 10 −7
0,00
Secţiunea
joasă
1,6110 ⋅ 10 −2
− 1,0002 ⋅ 10 −5
2,9152 ⋅ 10 −7
0,00
1,8360 ⋅ 10 −2
− 1,8725 ⋅ 10 −5
2,9554 ⋅ 10 −7
0,00
Superbalon
Tot o relaţie în care este pusă în evidenţă numai viteza de deplasare este[8]:
4
⎛
⎞
⎛
⎞
V
V
⎟⎟ + fr,4 ⋅ ⎜⎜
⎟⎟
fr = fr,0 + fr,1 ⋅ ⎜⎜
⎝ 100 km / h ⎠
⎝ 100 km / h ⎠
ai cărei coeficienţi se aleg cu ajutorul diagramelor din figura 3.3.
(3.6)
Figura 3.3. Coeficienţii fr,0, fr,1, fr,4
O altă relaţie de calcul este [1]:
⎛ V ⎞
fr = 0,0125 + 0,0085 ⋅ ⎜
⎟
⎝ 100 ⎠
sau [17]:
5
(3.7)
Definirea condiţiilor de autopropulsare
43
2,5
⎛ V ⎞
(3.8)
fr = f 0 + f s ⋅ ⎜
⎟
⎝ 100 ⎠
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]:
f=
202 ⋅ 10 −4
p i0,64
+
V 3,7
0,778 ⋅ 10 9 ⋅ p i2,03
(3.9)
sau pentru determinarea direct a puterii necesare pentru învingerea rezistenţei la
rulare a rotii [1]:
⎛ 20
⎞ V
3,7 ⋅ V
⎟⋅
Prul = ⎜ 0,64 +
(3.10)
3
2,08 ⎟ 3,6
⎜p
⋅
⋅
12
,
94
10
p
i
i
⎝
⎠
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:
fr = 1,3295 ⋅ 10 −2 − 2,8664 ⋅ 10 −5 ⋅ V + 1,8036 ⋅ 10 −7 ⋅ V 2 + 0 ⋅ V 3 ;
relaţia (3.6) devine:
⎛
⎞
⎛
⎞
V
V
⎟⎟ + 0,06 ⋅ 10 −2 ⋅ ⎜⎜
⎟⎟
fr = 0,775 ⋅ 10 −2 + 0,25 ⋅ 10 −2 ⋅ ⎜⎜
⎝ 100 km / h ⎠
⎝ 100 km / h ⎠
relaţia (3.8) devine:
⎛
⎞
V
⎟⎟ .
fr = 0,012 + 0,007 ⋅ ⎜⎜
⎝ 100 km / h ⎠
4
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
44
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
Rr =
∑f ⋅Z
i
ri
[daN]
(3.11)
i=1
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:
Nr
Rr = f ⋅
∑Z
ri
= f ⋅ Ga ⋅ cos α [daN]
(3.12)
i =1
unde Ga este greutatea autovehiculului iar α este unghiul de înclinare longitudinală
a drumului.
Puterea necesară învingerii acestei rezistenţe se calculează cu relaţia:
(3.13)
Pr = f ⋅ G a ⋅ cos α ⋅ v [kW]
unde v este viteza exporimată în m/s sau:
Definirea condiţiilor de autopropulsare
f ⋅ G a ⋅ cos α ⋅ V
[kW]
360
unde V este viteza autovehiculului exprimată în km/h.
Pr =
45
(3.14)
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:
p static + p dinamic = p total
(3.15)
sau:
1
(3.16)
ps + ⋅ ρ ⋅ v 2 = pt
2
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
Fig.3.6. Distribuţia de presiune în lungul secţiunii longitudinale.
de
viteză.Insă.
la
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
46
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.
Sedan
Coupe
czs = 0.246
czf = 0.136
czs = 0.279
czf = 0.133
cx = 0.358
cx = 0.358
Fastback
Station Wagon
czs = 0.118
czs = 0.063
czf = 0.116
czf = 0.135
cx = 0.315
cx = 0.33
Fig.3.7. Rezistenţele normale şi longitudinale pentru diferite modele de caroserie
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.
cx = 1.95
cx = 1.42
cx = 0.32
cx = 0.007
cx = 0.85
cx = 0.45
cx = 0.50
cx = 0.32
Fig.3.8. Influenţa formei asupra coeficeintului rezistenţei aerodinamice.
Definirea condiţiilor de autopropulsare
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.
Cx
forma optimă
forma originala
Forma
modificările efectuate
Fig.3.9. Optimizarea detaliilor constructive
Utilizarea razelor de racordare dintre diferitele elemente ale caroserie poate
duce la optimizarea coeficientului rezistenţei aerului.
cx
r [m]
Fig.3.10. Influenţa razelor de racord ale caroserie (din [8]).
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
48
De asemenea proporţia între dimensiunile de gabarit ale autovehicului poate
produce o modificare a acestui coeficient.
cx
r,d [m]
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.
cx
Fig.3.12. Evoluţia formei autovehiculului (din [8]).
Definirea condiţiilor de autopropulsare
49
3.2.3. Calculul rezistenţei aerului.
Pentru calculul rezistenţei se recomandă utilizarea relaţie:
1
(3.17)
Ra = ⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ v 2
2
unde: ρ - este densitatea aerului: ρ=1,225 kg/m3 ( p = 101 ⋅ 33 ⋅ 10 −3 [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:
A = B ⋅H
(3.18)
unde: B este ecartamentul autovehiculului [m];
H este înaltimea autovehiculului [m].
Valori medii ale parametrilor aerodinamici sunt prezentate în tabelul 3.3.
Tipul autovehiculului
Automobil sport
Autoturism cu caroseria închisă
Autoturism cu caroseria deschisă
Autobuz
Autocamion cu plaformă deschisă
Autotren rutier, cu două elemente caroserie
platformă
Autofurgon
Autotren rutier cu două elemente coroserie
furgon
Tabelul 3.3. Valori medii ale parametrilor aerodinamici
A [m²]
Cx
1,0-1,3
0,2-0,25
1,6-2,8
0,3-0,5
1,5-2,0
0,65-0,8
3,5-7,0
0,7-0,8
3,0-5,3
0,9-1,0
4,0-5,3
1,0-1,25
3,5-8,0
0,6-0,75
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 :
(3.19)
Rp = ma ⋅ g ⋅ sin α
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 ( α ≤ 17 o )
la care eroarea aproximării
sin α = tgα este sub 5% panta se exprimă în procente: p% = tgα .
În acest caz expresia rezistenţei la pantă este dată de relaţia:
R p = Ga ⋅ p
(3.20)
Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcţie de tipul şi
destinaţia automobilului (tabelul 3.4).
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
50
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 (R Ψ ) , dată de relaţia
R Ψ = R r + R p = G a ⋅ (f ⋅ cos α + sin α ) = G a ⋅ Ψ
(3.21)
unde Ψ = f ⋅ cos α + sin α 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:
dv
(3.22)
R d = ma ⋅ δ ⋅
dt
unde: ma este masa autovehiculului [kg]
δ este coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie;
dv
= a acceleraţia mişcării de translaţie a autovehiculului [m/s2].
dt
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:
∑ ∑
2
2
IR
1
Im+a i CV 1 ⋅ i 0
⋅
⋅ ηt +
⋅ 2
(3.23)
2
ma
ma
rr
rr
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;
δ1 = 1 +
Definirea condiţiilor de autopropulsare
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:
2
δk = 1 + δM ⋅ iCVk
+ δR
(3.24)
cu :
δM =
şi:
δR =
IM i02
⋅ ⋅ ηt
m a rr2
∑I
R
⋅
(3.25)
1
(3.26)
rr2
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
ma
Tipul autovehiculului
Autoturisme
Autobuze, autocamioane
Tipul autovehiculului
Autoturisme
Autobuze, autocamioane
Momente de inerţie
IR
Im+a
0,2-0,7
2,0-6,0
0,4-0,9
3-15
icv1
i0
Tabelul 3.5.
δ1
3-4
6-8
3-4
4-7
1,2-1,4
1.8-2,7
Tabelul 3.6. Valori ale coeficitenţilor maselor în rotaţie
icv1
δM
δR
0,02-0,04
0,02-0,03
3-4
0,02-0,04
0,03-0,05
6-8
c) Pentru autoturisme se poate utliza relaţia de calcul:
δ k = 1,04 + 0,0025 ⋅ ik2 ⋅ i 02
(3.27)
unde: ik este raportul de transmitere al treptei cuplate în cutia de viteze ;
i 0 este raportul de transmitere al transmisiei principale.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
52
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.
Tipul autovehiculului
Autoturisme cu caracteristici sport
Autoturisme
Autobuze urbane
Autobuze turistice şi interurbane
Autocamioane
Tabelul 3.7. Valori maxime şi valori medii ale acceleraţiilor
Aceleraţii medii m/s²
Acceleraţii maxime m/s²
treapta I ultima treaptă
Limita aderenţei
3,0-3,5
1,0-1,5
3,5-4,5
2,5-3,5
0,8-1,2
1,8-2,0
1,6-1,8
0,4-0,8
2,3-3,0
1,9-2,3
0,6-1,0
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:
Definirea condiţiilor de autopropulsare
53
Tabelul Ex.3.1. Valorile coefientului rezistenţei la rulare
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
185
0.0075
0.0080
0.0085
0.0091
0.0097
0.0106
0.0117
0.0133
0.0154
0.0183
0.0192
Fig.Ex.3.1 Calculul coeficientului rezistenţei la rulare
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]
20
40
60
80
100
120
140
160
180
185
Rr [N]
105.9607
112.7732
120.2213
129.0680
140.3811
155.5338
176.2042
204.3758
242.3370
253.6541
Pr [kW]
0.5887
1.2530
2.0037
2.8682
3.8995
5.1845
6.8524
9.0834
12.1168
13.0350
54
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
Fig.Ex.3.2. Forţa necesară învingerii 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
Definirea condiţiilor de autopropulsare
55
Fig.Ex.3.3. Forţa necesră învingerii rezistenţei aerului.
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.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
56
α[°]
2
4
6
8
10
12
14
16
17
Tabelul Ex.3.4. Valorile rezistenţei la pantă
Calculate cu relaţia (3.20)
Rp [N]
556.34
1112.01
1666.31
2218.59
2768.17
3314.37
3856.54
4394.00
4660.77
4. Rezistenţa la demaraj
Adoptând în funcţie de valorile tipurilor similare de autoturisme valorile
preliminare:
2
2
IM =0,5 [kgm ]; IR=4,0 [kgm ]; 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,
0,23 3,8 2
δ m+a =
⋅
⋅ 0,92 = 0,0194
1625 0,3112
δR =
3,5
1
⋅
= 0,0223
1625 0,3112
δ1 = 1 + 0,02 ⋅ 3,4 2 + 0,0223 = 1,2419
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:
(3.24)
FR = R r + R a + R p + R d [N]
în care: FR este forţa activă;
R r ,R a ,R p ,R d – 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:
dv
1
1
=
(IR − Ga ⋅ f ⋅ sin α − Ga ⋅ cos α − ⋅ ρ ⋅ C x ⋅ A ⋅ v 2 )
(3.25)
dt δ ⋅ ma
2
Definirea condiţiilor de autopropulsare
57
sau:
dv
1
1
=
(FR − Ga ⋅ ψ − ⋅ ρ ⋅ Cx ⋅ A ⋅ v 2 )
(3.26)
dt δ ⋅ ma
2
în care forţa FR numită forţa la roată reprezintă acţiunea momentului motor asupra
roţilor. Expresia analitică a acestei forţe este:
M ⋅ i tr η t P ⋅ ηt
(3.27)
=
FR =
rr
v
unde:
M este momentul dintr-un punct de pe caracteristica exterioară
corespunzător unei turaţii n a motorului;
P este puterea în aceleaşi condiţii;
η TR 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
dv
= 0 din expresia ecuaţiei de
maxime când α = 0 şi v = v max = const. ⇒
dt
mişcare dată de relaţia (3.25) se obţine forma particulară
1
2
[N]
FR v = G a ⋅ f + ⋅ ρ ⋅ C x ⋅ A ⋅ v max
(3.28)
max
2
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 R Ψ . 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:
FRΨ = Ga ⋅ ψ max
[N]
(3.29)
max
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 ( v 0 = 0 ) pe cale orizontală ( α = 0 ). 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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
58
⎛ dv ⎞
[N]
FRa 1 max = G a ⋅ f + m a ⋅ δ1 ⋅ ⎜ ⎟
⎝ dt ⎠1 max
unde:
⎛ dv ⎞
este acceleraţia maximă în treapta I.
a1max = ⎜ ⎟
⎝ dt ⎠1 max
(3.30)
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; cacentrul 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.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
60
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:
Z1 ⋅ a − Z 2 ⋅ b + R a ⋅ h g − h a + X1 ⋅ h g + X 2 ⋅ h g + Mrul1 + Mrul2 + Mi1 + Mi2 = 0
(
)
(4.1)
Ecuaţia de proiecţie a forţelor pe normala la cale este:
Z1 + Z 2 = G a ⋅ cos α − Faz
(4.2)
Neglijând forţa portantă Faz în raport cu celelate forţe, relaţia devine:
Z1 + Z 2 = G a ⋅ cos α
(4.3)
Admitem că: rr1 = rr 2 = rr ; f1 = f 2 = f şi se obţine:
(4.4)
Mrul1 + Mrul2 = f1 ⋅ rr1 ⋅ Z1 + f2 ⋅ rr2 ⋅ Z 2 = f ⋅ rr ⋅ G a ⋅ cos α
Mi1 + Mi2 = Ir1 ⋅
(
)
ω1
ω
1 dv
+ Ir2 ⋅ 2 = Ir1 + Ir2 ⋅ ⋅
dt
dt
rr dt
(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:
⎧ X1 = ϕ ⋅ Z 1
(4.6)
⎨
⎩X 2 = f ⋅ Z 2
În aceste condiţii ecuaţia (4.1) devine:
Z1 ⋅ a − Z 2 ⋅ b + R a ⋅ h g − h a + ϕ ⋅ Z1 ⋅ h g + f ⋅ Z 2 ⋅ h g + Mrul1 + Mrul2 + Mi1 + Mi2 = 0
(
)
(4.7)
Grupând termenii obţinem:
Z1 ⋅ a + ϕ ⋅ h g − Z 2 ⋅ b − f ⋅ h g + R a ⋅ h g − h a + Mrul1 + Mrul2 + Mi1 + Mi2 = 0
(
)
(
)
(
)
(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 ( f ≅ 0) .
Din relaţia (4.3) se determină reacţiunea normală Z2:
Z 2 = G a ⋅ cos α − Z1
Reacţiunile căii de rulare asupra roţilor autovehiculelor
61
şi înlocuind în relaţia (4.8), corectată cu ipoteza vitezelor mici, simplificatoare, se
obţine:
Z1 ⋅ a + ϕ ⋅ h g − (G a ⋅ cos α − Z1 ) ⋅ b − f ⋅ h g + Mi1 + Mi2 = 0
(
sau:
)
(
(
)
)
Z1 ⋅ a + b + ϕ ⋅ h g − G a ⋅ cos α ⋅ b + Mi1 + Mi2 = 0
Cu observaţia că: b ⋅
(
(4.9)
Ir + Ir2
Ga
realţia (4.9) devine:
>> 1
g
rr
)
Z1 ⋅ a + b + ϕ ⋅ h g − G a ⋅ cos α ⋅ b = 0
(4.10)
Reacţiunea normală la roţile punţii faţă în regimul demarării este:
b
b ⋅ G a ⋅ cos α
L
Z1 =
= Ga ⋅
⋅ cos α
hg
L + ϕ ⋅ hg
1+
⋅ϕ
L
Reacţiunea normală la roţile punţii spate este:
a hg
+
L
L ⋅ cos α
Z 2 = Ga ⋅
hg
⋅ϕ
1+
L
Coeficienţii de încărcare dinamică sunt definiţi astfel
Zj
mj =
, j = 1,2
Gj
(4.11)
(4.12)
(4.13)
de unde:
m1 =
1+
1
hg
L
⋅ cos α respectiv m 2 =
⋅ϕ
1+
hg
a ⋅ cos α
hg
1+
⋅ϕ
L
(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:
⎧ X1 = f ⋅ Z 1
(4.15)
⎨
⎩X 2 = ϕ ⋅ Z 2
În aceste condiţii ecuaţia (4.1) devine:
Z1 ⋅ a − Z 2 ⋅ b + R a ⋅ h g − h a + f ⋅ Z1 ⋅ h g + ϕ ⋅ Z 2 ⋅ h g + Mrul1 + Mrul2 + Mi1 + Mi2 = 0
(
)
(4.16)
Grupând termenii obţinem:
Z 1 ⋅ a + f ⋅ h g − Z 2 ⋅ b − f ⋅ h g + R a ⋅ h g − h a + M rul1 + M rul 2 + M i1 + M i2 = 0
(
)
(
)
(
)
(4.17)
Din relaţia (4.3) se determină reacţiunea normală Z2:
Z 2 = G a ⋅ cos α − Z1
şi înlocuind în relaţia (4.8) se obţine:
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
62
(
)
(
)
Z1 ⋅ a + f ⋅ h g − (G a ⋅ cos α − Z1 ) ⋅ b − ϕ ⋅ h g + Mi1 + Mi2 = 0
sau reducând termenii:
Z1 ⋅ a + b + f ⋅ h g − G a ⋅ cos α ⋅ b − ϕ ⋅ h g = 0
(
)
(
)
Reacţiunea normală la roţile punţii faţă în regimul demarării este:
b hg
−
⋅ϕ
L
L
Z1 = G a ⋅
⋅ cos α
hg
1−
⋅ϕ
L
Reacţiunea normală la roţile punţii spate este:
a
L
Z 2 = Ga ⋅
⋅ cos α
hg
1−
⋅ϕ
L
Coeficienţii de încărcare dinamică sunt:
hg
1−
⋅ϕ
1
b
m1 =
⋅ cos α respectiv m 2 =
⋅ cos α
hg
hg
1−
⋅ϕ
1−
⋅ϕ
L
L
(4.18)
(4.19)
(4.20)
(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:
⎧ X1 = ϕ ⋅ Z 1
(4.22)
⎨
⎩X 2 = ϕ ⋅ Z 2
În aceste condiţii ecuaţia (4.1) devine:
Z1 ⋅ a − Z 2 ⋅ b + R a ⋅ h g − h a + ϕ ⋅ Z1 ⋅ h g + ϕ ⋅ Z 2 ⋅ h g + Mrul1 + Mrul2 + Mi1 + Mi2 = 0
(
)
(4.23)
Grupând termenii obţinem:
Z1 ⋅ a + ϕ ⋅ h g − Z 2 ⋅ b − ϕ ⋅ h g + R a ⋅ h g − h a + Mrul1 + Mrul2 + Mi1 + Mi2 = 0
(
)
(
)
(
)
(4.24)
Din relaţia (4.3) se determină reacţiunea normală Z2:
Z 2 = G a ⋅ cos α − Z1
şi înlocuind în relaţia (4.8) se obţine:
Z1 ⋅ a + ϕ ⋅ h g − (G a ⋅ cos α − Z1 ) ⋅ b − ϕ ⋅ h g + Mi1 + Mi2 = 0
(
)
(
)
sau reducând termenii:
Z1 ⋅ (a + b ) − G a ⋅ cos α ⋅ b − ϕ ⋅ h g = 0
(
)
Reacţiunea normală la roţile punţii faţă în regimul demarării este:
⎛ b hg ⎞
⋅ ϕ ⎟⎟ ⋅ cos α
Z1 = G a ⋅ ⎜⎜ −
⎝L L
⎠
Reacţiunea normală la roţile punţii spate este:
(4.25)
(4.26)
Reacţiunile căii de rulare asupra roţilor autovehiculelor
⎛ a hg ⎞
Z 2 = G a ⋅ ⎜⎜ +
⋅ ϕ ⎟⎟ ⋅ cos α
⎝L L
⎠
Coeficienţii de încărcare dinamică sunt:
⎛ hg ⎞
⎛ hg ⎞
⋅ ϕ ⎟⎟ ⋅ cos α
m1 = ⎜⎜1 −
⋅ ϕ ⎟⎟ ⋅ cos α respectiv m 2 = ⎜⎜1 +
a
b
⎝
⎠
⎠
⎝
63
(4.27)
(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:
⎧ X1 = −ϕ ⋅ Z 1
(4.29)
⎨
⎩ X 2 = −ϕ ⋅ Z 2
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:
⎛ b hg ⎞
Z1 = G a ⋅ ⎜⎜ +
⋅ ϕ ⎟⎟ ⋅ cos α
(4.30)
⎝L L
⎠
−
la roţile punţii spate:
⎛ a hg ⎞
Z 2 = G a ⋅ ⎜⎜ −
⋅ ϕ ⎟⎟ ⋅ cos α
⎝L L
⎠
respectiv coeficienţii de încărcare dinamică a punţilor:
⎛ hg ⎞
⎛ hg ⎞
m1 = ⎜⎜1 +
⋅ ϕ ⎟⎟ ⋅ cos α respectiv m 2 = ⎜⎜1 −
⋅ ϕ ⎟⎟ ⋅ cos α
b
a
⎝
⎠
⎝
⎠
(4.31)
(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:
η CV = 0,97...0,98
(în treapta de priză directă);
η CV = 0,92...0,94
(în celelalte trepte);
• reductor distribuitor:
η CV = 0,91...0,94
• transmisia longitudinală:
η TL = 0,990...0,995
• transmisia pricipală:
η 0 = 0,92...0,94
pentru transmisii pricipale simple;
η 0 = 0,90...0,92
Fig.4.1. Valori recomandate pentru
pentru
transmisii pricipale duble.
randamentul transmisiei
Deoarece valoarea globală a
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
Simbolul
n0
nM
nce
nP
nmax
nr
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
Tabelul 5.2..Marimi semnificative în caracteristica exterioară
Turaţia
Mărimi corespunzatoare pentru:
Semnificaţia
Putere
Moment
Consum specific
minimă de funcţionare
P0
M0
ce o
de moment maxim
PM
Mmax
de consum specific minim
ce min
de putere maximă
Pmax
MP
ce p
maximă de funcţionare
Pm
Mm
de regulator
Pr
Mr
ce r
Deoarece la M.A.C. domeniul de utilizare la propulsarea autovehiculelor este
cuprins în intervalul turaţiilor n 0 − n r se consideră: n r = nP = n max ; Pr = PP = Pmax ;
Mr = MP = Mm ; c er = c eP .
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 f : [a, b] → R , 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:
Pn (x ) = a 0 ⋅ u0 (x ) + a1 ⋅ u1(x ) + K + an ⋅ un (x )
(5.1)
în care funcţiile liniar independente:
u0 (x ), u0 (x ),K u0 (x )
sunt cunoscute şi constituie baza interpolării.
Pentru baza polinomială aceste funcţii liniar independente sunt polinoame de
ordinul n.
Calcul de tracţiune
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:
Pn (x i ) = f (x i ), i = 0 K n
(5.2)
Relaţiile (1 şi 2) sunt cunoscute sub numele de condiţii de interpolare.
Impunând condiţii de interpolare de forma:
Pn ( x i ) = f ( x i )
Pn/ ( x i ) = f / ( x i )
(5.3)
M.
Pn(k ) ( x i ) = f (k ) ( x i )
conduce la sistemul de ecuaţii liniare:
n
∑a
k
⋅ uk ( x i ) = f ( x i ),
i = 0...n
(5.4)
i=0
Un mod simplu de determinare a polinomului Pn(x) este acela de a alege
coeficienţii ai de forma:
ai = y i , i = 1K n unde y i = fi , i = 1K n
Înlocuind în relaţia (5.2) şi ţinând cont de (5.5) se obţine sistemul:
⎧y 0 ⋅ u o (x 0 ) + y1 ⋅ u1 (x 0 ) + K + y k ⋅ uk (x 0 ) + K y n ⋅ un (x 0 ) = y 0
⎪
⎪
⎪y 0 ⋅ u o (x1 ) + y1 ⋅ u1 (x1 ) + K + y k ⋅ uk (x1 ) + K y n ⋅ un (x1 ) = y1
⎨
⎪M
⎪
⎪y 0 ⋅ u o (x n ) + y1 ⋅ u1 (x n ) + K + y k ⋅ uk (x n ) + K y n ⋅ un (x n ) = y n
⎩
(5.5)
(5.6)
sau:
⎧ uo (x o ) = 1; u1(x o ) = 0; K uk (x o ) = 0; K un (x o ) = 0;
⎪
⎪⎪u0 (x1 ) = 0; u1(x1 ) = 1; K uk (x1 ) = 0; K un (x1 ) = 0;
⎨
⎪
M
M
M
M
⎪
K
K
uk (x n ) = 0;
un (x n ) = 1;
⎩⎪u0 (x n ) = 0; u1(x n ) = 0;
Pentru funcţiile uk(x) de forma:
uk (x ) = c k ⋅ (x − x 0 ) ⋅ (x − x1 ) ⋅ K ⋅ (x − x k −1 ) ⋅ ⋅(x − x k +1 ) ⋅ K ⋅ (x − x n )
Coeficientul ck se determină din condiţia uk(xk) = 1 de unde:
1
ck =
(x k − x 0 ) ⋅ (x k − x1 ) ⋅ K ⋅ (x k −x k −1 ) ⋅ (x k − x k +1 ) ⋅ K ⋅ (x k − x n )
Astfel funcţia uk(x) devine:
(x - x 0 ) ⋅ (x - x1 ) ⋅ K ⋅ (x - x k ) ⋅ K ⋅ (x - x n )
uk (x ) =
(x k - x 0 ) ⋅ (x k - x1 ) ⋅ K ⋅ (x k - x k -1 ) ⋅ (x k - x k +1 ) ⋅ K ⋅ (x k - x n )
Cu relaţia de mai sus valoarea funcţiei f într-un punct curent x se
cu relalaţia:
(5.7)
(5.8)
(5.9)
(5.10)
calculează
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
68
f (x ) = Pn (x ) =
n
∑y
k
k =0
n
n
=
⋅
(x - x 0 ) ⋅ (x - x1 ) ⋅ K ⋅ (x - x k ) ⋅ K ⋅ (x - x n )
=
(x - x 0 ) ⋅ (x - x1 ) ⋅ K ⋅ (x - x k-1 ) ⋅ (x - x k +1 ) ⋅ K ⋅ (x - x n )
(5.11.)
x − xi
k − xi
∑y ⋅∏ x
k
k =0
i =0
i ≠k
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:
x 0 < x1 < K < x n
în care se consideră valorile funcţiei:
f (x 0 ), f (x1 ),K, f (x n ) .
Se consideră funcţii de interpolare spline cubice, locale pe subintervalele:
[x 0 , x1], [x1, x 2 ],K, [xi , x i +1],K, [xn −1, x n ]
de forma:
Si (x ) = c i0 + c1i ⋅ (x − x i ) + c i2 ⋅ (x − x i ) + c i3 ⋅ (x − x i )
(5.12)
Pentru mărirea preciziei de calcul şi pentru obţinerea unor coeficienţi
polinomiali cu ordin asemănător de mărime se foloseşte forma normată:
2
3
2
3
⎛ x − xi ⎞
⎛ x − xi ⎞
⎛ x − xi ⎞
⎟⎟ + c i2 ⋅ ⎜⎜
⎟⎟ + c i3 ⋅ ⎜⎜
⎟⎟
Si ( x ) = c i0 + c 1i ⋅ ⎜⎜
x
x
⎝ N ⎠
⎝ N ⎠
⎝ xN ⎠
Cei 4 coeficienţi ai funcţiilor spline cubice se determină impunând:
• 2 condiţii de valori:
Si (x i ) = f (x i )
cu i = 0 K n
Si (x +1i ) = f (x i +1 )
•2 condiţii de racordare (continuitatea şi derivabilitatea funcţiilor de
vecine în punctele interioare):
S'i (x1 ) = S'i +1 (x i )
cu i = 0 K n − 2
Si' (x i +1 ) = Si' +1 (x i +1 )
(5.13)
(5.14)
interpolare
(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:
Calcul de tracţiune
69
⎧⎪Mn = nM = Mmax
⎪⎧Pn = nP = Pmax
şi
(5.16)
⎨ '
⎨
'
=
P
0
⎪⎩ n = nP
⎪⎩ Mn = nM = 0
Puterea şi momentul fiind strict dependente P = M ⋅ ω cele patru condiţii
sugerează că puterea motorului cu aprindere prin scânteie poate fi evaluată printrun polinom complet de gradul 3.
P(n) = a + b ⋅ n + c ⋅ n 2 + d ⋅ n3
(5.17)
3
Pentru că turaţia n are ordinul de mărime în jur de 10 se preferă forma
normată:
2
3
⎡
⎛ n ⎞
⎛ n ⎞
⎛ n ⎞ ⎤
P(n) = Pmax ⋅ ⎢δ + α ⋅ ⎜⎜ ⎟⎟ + β ⋅ ⎜⎜ ⎟⎟ + γ ⋅ ⎜⎜ ⎟⎟ ⎥
⎢
⎝ nP ⎠
⎝ nP ⎠
⎝ nP ⎠ ⎥⎦
⎣
(5.18)
Pentru rezolvare se introduc două noi mărimi raportate:
nM
nM
⎧
⎧
⎪⎪ c e = n
⎪⎪ c e = n
r
P
pentru m.a.c.
pentru m.a.s. respectiv, ⎨
⎨
Mmax
Mmax
⎪c a =
⎪c a =
⎪⎩
Mr
⎪⎩
MP
(5.19)
unde: ce se numeşte coeficientul de elasticitate iar ca se numeşte coeficientul
de adaptabilitate, rezultând sistemul general:
⎧δ + α + β + γ = 1
⎪
⎪α + 2 ⋅ β + 3 ⋅ γ = 0
(5.20)
⎨
2
3
⎪δ + c e ⋅ α + c e ⋅ β + c e ⋅ γ = c a ⋅ c e
⎪⎩− δ + c 2e ⋅ β + 2 ⋅ c 3e ⋅ γ = 0
a cărui soluţie analitică este:
2 ⋅ B 2 + (A ⋅ c a − 2) ⋅ 4 ⋅ A 2 − c e − 3 ⋅ A
α=
A ⋅ B3
2
B + 2 ⋅ (A ⋅ c a − 2) ⋅ A 2 − c e
β=
A ⋅ B3
(5.21)
2 − A ⋅ ca
γ=
B3
B 2 + 2 ⋅ (A ⋅ c a − 2) ⋅ A 2 − c e − A
δ = 1+
A ⋅ B3
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:
)
[ (
(
)
(
]
)
2
3
⎡ ⎛ n ⎞
⎛ n ⎞
⎛ n ⎞ ⎤
P(n) = Pmax ⋅ ⎢α ⋅ ⎜⎜ ⎟⎟ + β ⋅ ⎜⎜ ⎟⎟ + γ ⋅ ⎜⎜ ⎟⎟ ⎥
⎢ ⎝ nP ⎠
⎝ nP ⎠
⎝ nP ⎠ ⎥⎦
⎣
ai cărui coeficienţi sunt de forma:
(5.22)
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
70
3 − 4 ⋅ce
2 ⋅ (1 − c e )
2 ⋅ce
β=
(5.23)
2 ⋅ (1 − c e )
1
γ=−
2 ⋅ (1 − c e )
în acest caz coeficientul de adaptabilitate nu mai este un parametru
independent ci este definit ca o funcţie de coeficientul de elasticitate astfel:
c2 − 4 ⋅ce + 3 3 − ce
(5.24)
ca = e
=
2 ⋅ (1 − c e )
2
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 Pn' =nP = 0 ca în
α=
cazul m.a.s.
Sistemul devine:
⎧α + β + γ = 1
⎪
2
⎨α + c e ⋅ β + c e ⋅ γ = 0
⎪β + 2 ⋅ c ⋅ γ = 0
e
⎩
cu soluţia:
α=
c 2e − c a ⋅ (2 ⋅ c e − 1)
(c e − 1)2
2 ⋅ c e ⋅ (c a − 1)
β=
(c e − 1)2
γ=
(5.25)
(5.26)
ca − 1
(c e − 1)2
Cunoscând puterea în funcţie de turaţia motorului, momentul motor se
determină cu relaţia:
P
π ⋅n
(5.27)
M=
unde ω =
ω
30
Pentru completarea caracteristicii exterioare cu curba consumului specific de
comnustibil se propune utilizarea realţiei:
2
⎡
⎛ n ⎞ ⎤
n
⎟⎟ ⎥
(5.28)
+ 0,8 ⋅ ⎜⎜
c e = c ep ⋅ ⎢1,2 −
nP
⎢
⎝ nP ⎠ ⎥⎦
⎣
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
Calcul de tracţiune
71
care domeniul [a, b] 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
c e = nM nP
c a = Mmax MP
M.A.S.
M.A.C.
Tipul motorului
M.A.S.
M.A.C.
Tipul
motorului
M.A.S.
M.A.C.
0,45…0.65
0,55…0,75
1,10…1,25
1,05…1,15
Tabelul 5.3. Turaţii caracteristice ale motoarelor de automobile
n0
nP
n m nP
Destinaţia
autoturisme
700-900
5000-6000
1,05…1,15
autoturisme sport
6000-7000
1,10…1,20
autocamioane
300-600
3500-5000
1,05…1,10
autobuze
autoturisme
700-900
4000-5000
1,10
autocamioane
350-700
2000-4000
1,10
autobuze
Tabelul 5.4. Valori pentru mărimi caracteristice ale motoarelor de autoturisme
Destinaţia
Mmax
M0
nm
nP
nm
autoturisme
autoturisme sport
autoturisme
autocamioane
Mp
nM
Mmax
np
n0
1,15
1,06
1,22
1,18
1,70
1,37
1,75
1,59
0,74
0,74
0,91
1,09
-
5,7
5,0
2,6
Tabelul 5.5.Valori ale consumului specific de combustibil la putere maximă
c eP g kW
Tipul motorului
Destinaţia
autoturisme
280…350
M.A.S.
autoturisme sport
310…340
autocamioane, autobuze
300…470
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
72
Tipul motorului
M.A.C.
Destinaţia
autoturisme
autocamioane, autobuze
c eP
g kW
220…340
-
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 FRmax . Din definirea puterii ca produs
intre forţă şi viteză realizarea performanţelor de viteză maximă, în condiţiile
prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:
⋅ v max
FR
(5.29)
Pv max = v max
1000 ⋅ η t
unde:
• Pv max este puterea necesară pentru atingerea vitezei maxime de
•
deplasare;
FR v max este forţa la roată la viteza maximă;
• η t este randamentul transmisiei.
sau, prin explicitarea analitică a forţei la roată:
1
3
G a ⋅ f ⋅ v max + ⋅ ρ aer ⋅ c x ⋅ A ⋅ v max
2
(5.30)
Pv max =
1000 ⋅ η t
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:
Pv max
Pmax =
(5.31)
2
3
⎛ nm ⎞
⎛ nm ⎞
nm
⎟⎟ + γ ⋅ ⎜⎜
⎟⎟
α⋅
+ β ⋅ ⎜⎜
nP
⎝ nP ⎠
⎝ nP ⎠
Pentru calcul în proiect a caracteristicii exterioare a motorului datele cunoscute
se vor înscrie în talelele 5.7, 5.8, 5.9
Turaţia
Valoarea
n0
Tabelul 5.7. Valori ale turaţiilor semnificative ale motorului
nM
nce
nP
nmax
Coeficientul
Valoarea
ce
Tablelul 5.8. Valori ale coeficienţilor caracteristici ai motorului
ca
α
β
γ
Calcul de tracţiune
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:
1
⎛
⎞
3
(5.32)
⎜ G a ⋅ f ⋅ v max + ⋅ ρ aer ⋅ c x ⋅ A ⋅ v max
⎟ − Pv max ⋅ 1000 ⋅ η t = 0
2
⎝
⎠
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:
(5.33)
FR ⋅ v = PRmax = ct. [kW]
unde:
FR este forţa la roată;
v este viteza de deplasare;
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
74
PRmax este puterea maximă la roată.
b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:
PRmax
[m/s]
(5.34)
v max =
FR v max
unde: FRv max 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:
FRmax ≤ FR = ϕ ⋅ G ad
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:
Calcul de tracţiune
75
i tmax = iCV1 ⋅ i0
(5.35)
la automobilele cu o punte motoare, şi
i tmax = i CV1 ⋅ iR ⋅ i 0
(5.36)
la automobilele cu tracţiune integrală,
unde:
i CV1 este raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze;
i 0 este raportul de transmitere al transmisiei principale;
iR este raportul de transmitere al reductor-distribuitorului.
Din condiţia de autopropulsare:
Mmax ⋅ i tmax ⋅ η t
FRmax =
rd
se obţine:
FR ⋅ rd
i tmax = max
Mmax ⋅ η t
(5.37)
(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:
(5.39)
FRmax ≤ ϕ ⋅ G ad
sau
Mmax ⋅ i tmax ⋅ η t
rd
≤ ϕ ⋅ G ad
(5.40)
de unde:
ϕ ⋅ G ad ⋅ rd
(5.41)
Mmax ⋅ η t
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:
b
Gad = m1 ⋅ Ga ⋅
(5.42)
L
unde m1 este coeficientul de încărcare dinamică în regim de demarare la
limita de aderenţă pentru puntea faţă dat de relaţia:
cos α
(5.43)
m1ϕ =
hg
1+
⋅ϕ
L
− pentru automobile 4 x 2 cu puntea motoare în spate:
a
(5.44)
G ad = m 2 ⋅ G a ⋅
L
unde m2 este coeficientul de încărcare dinamică în regim de demarare la
limita de aderenţă pentru puntea spate dat de relaţia:
i tmax ≤
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
76
cos α
hg
1−
⋅ϕ
L
pentru automobile 4 x 4
G ad = G a ⋅ cos α
m 2ϕ =
−
(5.45)
(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 reductordistribuitorul cuplat în treaptă reducătoare i tmax R şi un raport în cazul utilizării cu
o singură punte motoare i tmax .
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:
G a ⋅ ψ max R ⋅ rd
(5.47)
i tmax =
Mmax ⋅ η t
unde ψ max R = f ⋅ cos α R max + sin α R max .
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 i tmax se determină cu relaţiile (5.38) şi (5.41).
Raportul
i tmax R
i tmax
= iR 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:
FRmax = G a ⋅ ψ max
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:
Calcul de tracţiune
77
⎛ dv ⎞
.
FRa 1 max = G a ⋅ f + m a ⋅ δ1 ⋅ ⎜ ⎟
⎝ dt ⎠1 max
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 G ad = ϕ ⋅ G a ).
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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
Calcul de tracţiune
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 a L = 0,5 şi
h g L = 0,225 , valoarea coeficientului de aderenţă ϕ = 0,75 respectiv valoarea
coeficientului rezistenţei la rulare f = 0,03 . Valoarea maximă a pantei care poate fi
urcată de acest autovehicul este α = 35 o . Raza de rulare a roţii are valoarea
rr = 0,35 m; rd ≈ rr .
Relaţiile pentru determinarea valorilor maxime ale raportelor de transmitere
sunt:
a) Plecarea de pe loc la limita de aderenţă:
ϕ ⋅ Z 2 ⋅ rd 0,75 ⋅ 11278 ⋅ 0,35
(5.48)
i tmax ϕmax =
=
= 15,4375
Mmax ⋅ η t
213,084 ⋅ 0,90
b) Deplsarea pe drumul cu rezistenţa specifică maximă:
G ⋅ (f ⋅ cos α + sin α ) ⋅ rd
=
i tmax αmax = a
Mmax ⋅ η t
(
)
(5.49)
25000 ⋅ 0,03 ⋅ cos 35 o + sin 35 o ⋅ 0,35
= 27,2914
213,084 ⋅ 0,90
în acest caz se face verificarea dă deplasarea pe acest drum poate fi făcută
fără a se depăşi limita de aderenţă.
ϕ ⋅ G a ⋅ cos α ⋅ rd 0,75 ⋅ 25000 ⋅ cos 35 o ⋅ 0,35
i tmax αmax ,ϕmax =
=
= 29,8649 .
Mmax ⋅ η t
213,084 ⋅ 0,90
(5.50)
Se verifică dacă i tmax αmax ,ϕ ≥ i tmax αmax .
=
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:
it α
27,2914
iR = max max =
= 1,9
(5.51)
i tmax ϕmax
15,4375
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 1,8 K 2,8 . Treapta I are în general un raport de
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
80
transmitere egal cu unitatea dar se pot alege şi valori cuprinse în intervalul
1,15 K1,25 . 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.
it ϕ
i cv1 = msx max
iRI ⋅ i o
astfel că pentru treapta a doua a raportului de trasmitere se calculează o nouă
valoare:
i t α ⋅ iR
(5.52)
iRII = max max I
i tmax ϕmax
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:
n
π
⋅ rr ⋅ m
(5.53)
i tmin =
30
v max
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 ( in = 1 ).
În acest caz i tmin = i 0 de unde rezultă i CV1 =
i tmax
i tmin
.
In cazul etajării cutiei în progresie geometrică, între valoarea maximă şi
minimă în cutia de viteze sunt necesare n trepte date de relaţia:
log i CVI
(5.54)
n ≥ 1+
n
log max
nM
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:
i CVk = n−1 incv−1k
(5.55)
Calcul de tracţiune
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 ( v um ), iar cele mari viteze intermediare medii ( v im ).
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 n ec .
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:
π n ec
(5.56)
it u =
⋅
⋅ rr
30 v um
−
pentru viteza interurbană medie
π n ec
i t iu =
⋅
⋅ rr
30 v im
La majoritatea autovehiculelor rapoartele:
n
n ec
v
v
; max ; max sunt în limitele ec = 0,4 K 0,6 ;
n max
n max
v um
v um
(5.57)
v max
v
= 0,3 K 0,4 ; max = 0,7 K 0,9 .
v um
v im
Rezultă de aici că i cv iu < 1 şi icvu > 1 , 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 i cv u = 1, i 0 = i tmin atunci, în cutia de viteze sunt necesare
rapoartele:
iCVu =
it u
i0
>1
(5.58)
şi
iCViu =
i tiu
<1
(5.59)
i0
care asigură deplasarea urbană şi respectiv interurbană în condiţii de
economicitate sporită.
Dacă iCViu > 0,9 , 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:
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
82
iCVn = iCViu
(5.60)
Dacă iCViu < 0,9 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:
i CVn−1 = 1,5 K1,3 , media dintre ultimele două trepte va avea astfel valoarea
im = 1,25 K1,15 . Dacă pentru raportul necesar este îndeplinită condiţia i CV < im se
consideră suficientă ultima treaptă a cutiei de viteze. Dacă i CVn > im atunci se
atribuie ultimei trepte a cutiei de viteze valoarea raportului necesar de mers urban
i CVn−1 = i CVn .
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:
n ec = (0,4 K 0,6 ) ⋅ n max
(5.61)
Condiţii de
deplasare
Deplasări urbane
Deplasări
interurbane
Tabelul 5.10. Timpul relativ de utilizare a treptelor de viteză
Timpul de
Tipul automobilului Timpul de utilizare a treptelor de viteză [%]
deplasare
Supra
1
2
3
4
Autoturisme
Autobuze
Autocamioane
Autoturisme
Autobuze
Autocamioane
3
0,5
0,5
2
0,5
1
10
6,5
4,5
8
2,5
3
50
23
10
15
7
30
10
50
25
30
75
30
priză
prin inerţie
25
35
20
27
20
25
10
15
16
5.5. Exemplu de calcul
Tema de proiect: pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizină la care se
cunosc caracteristicile v max = 185 km h 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.
Calcul de tracţiune
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:
η t = ηCV ⋅ η0 = 0,94 ⋅ 0,98 = 0,92 .
Pentru motorul autovehiculului s-au ales valorile mărimilor specifice prezentate
în tabelele Ex.5.1, Ex.5.2.
Turaţia
Valoarea
n0
800
Tabelul Ex.5.1. Valori ale turaţiilor semnificative ale motorului
nM
nce
NP
nmax
3300
3450
5500
6000
Coeficientul
Valoarea
ce
0,6
Tablelul Ex.5.2. Valori ale coeficienţilor caracteristici ai motorului
ca
α
β
γ
1,2
0,75
1,5
-1,25
Puterea necesară deplasării cu viteza maximă se determină cu ajutorul relaţiei
(5.30) astfel:
1
3
G a ⋅ f ⋅ v max + ⋅ ρ aer ⋅ c x ⋅ A ⋅ v max
2
Pvmax =
=
1000 ⋅ η t
3
⎛ 185 ⎞ 1
⎛ 185 ⎞
16250 ⋅ 0,0192 ⋅ ⎜
⎟ + ⋅ 1,225 ⋅ 0,35 ⋅ 1,82 ⋅ ⎜
⎟
3
,
6
2
3,6 ⎠
⎝
⎠
⎝
=
= 75,01 kW
1000 ⋅ 0,92
Acum se poate calcula puterea maximă a motorului cu ajutorul relaţiei (5.31)
Pvmax
Pmax =
=
2
3
⎛ nm ⎞
⎛ nm ⎞
nm
⎟⎟
⎟⎟ + γ ⋅ ⎜⎜
α⋅
+ β ⋅ ⎜⎜
nP
⎝ nP ⎠
⎝ nP ⎠
75,01
= 76,50 kW
2
3
6000
⎛ 6000 ⎞
⎛ 6000 ⎞
0,75 ⋅
+ 1,5 ⋅ ⎜
⎟
⎟ − 1,25 ⋅ ⎜
5500
⎝ 5500 ⎠
⎝ 5500 ⎠
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.
=
n [rot/min]
800
1200
1600
2000
Tabelul Ex.5.3. Valori pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului
P [kW]
M [Nm]
ce [g/kWh]
observaţii
turaţia
de mers în gol
10.48
125.09
300.01
16.99
135.19
285.57
24.05
143.54
273.50
31.44
150.12
263.80
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
84
n [rot/min]
2400
2800
3200
3300
3400
3450
3800
4200
4600
5000
5400
5500
5800
6000
P [kW]
38.94
46.33
53.39
55.08
56.73
57.54
62.88
68.15
72.31
75.15
76.44
76.50
75.97
75.01
M [Nm]
154.95
158.03
159.34
159.40
159.34
159.27
158.03
154.95
150.12
143.54
135.19
132.83
125.09
119.38
ce [g/kWh]
256.47
251.51
248.92
248.64
248.51
248.50
249.47
252.81
258.51
266.58
277.02
280.00
289.83
297.12
observaţii
turaţia de moment maxim
turaţia de consum minim
turaţia de putere maximă
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
Calcul de tracţiune
85
Fig.5.9. Caracteristica consmului
specific de combustibil
Pentru determinarea valorii maxime a raportului de transmitere se pune
condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţă.
Astfel:
FR ⋅ rd
ϕ ⋅ G ad ⋅ rd 0,8 ⋅ 7620 ⋅ 0,31
i tmax = max
=
=
= 12,91
Mmax ⋅ η t
Mmax ⋅ η t
159,40 ⋅ 0,92
Determinarea valorii minime a raportului de transmitere se face respencânduse condiţia de deplasare cu viteza maximă (impusă prin tema) în situaţia
funcţionării motorului cu turaţia maximă.
n
π
π
6000
i tmin =
⋅ rr ⋅ m =
⋅ 0,311 ⋅
= 3,80
185
30
v max 30
3,6
Numărul de trepte minim necesar este:
log i CVI
log 3,40
n ≥ 1+
= 1+
= 3,04
nm
6000
log
log
3300
nM
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
it
i CV1 = max
Tr. I
3,40
i tmin
Tr. II
2,26
2
i CV2 = 3 i CV
1
Tr. III
1,50
iCV2 = 3 i1CV1
Tr. IV (priza directă)
1,00
-
Tr. V (treapa economică)
0,89
i CViu =
1
i tmin
⋅
π n ec
⋅
⋅ rr
30 v im
Cu ajutorul acestor mărimi se trasează diagrama fierăstrau (fig.5.10.)
86
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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
FR = f (v ) 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:
P ⋅ ηt
(6.1)
FRk =
vk
sau
M ⋅ i tk ⋅ η t
(6.2)
FRk =
rd
unde: M este momentul motor;
i tk este raportul de transmitere al transmisiei, când este cuplată treapta k
de viteză cu raportul i CVk ;
88
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
η t este randamentul transmisiei;
rd raza dinamică a roţii.
Viteza de deplasare a autovehiculului se calculează cu relaţia:
π⋅n 1
⋅
vk =
30 i tk
(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:
(6.4)
FR = R r + R a + R p + R d
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 R r 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 R a 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:
− ab ≈ R r - rezistenţa la rulare;
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
89
−
bc ≈ R p - rezistenţa la pantă ( ac ≈ R Ψ rezistenţa totală a drumului cu
−
resitenţa specifică Ψ = f ⋅ cos α + sin α )
cd = R a - rezistenţa aerului;
−
ae = FR - forţa la roată.
Fig.6.2.Caracteristica forţei la roată pentru o treaptă a cutiei de viteze
Deoarece forţa la roată FR echilibrează totdeauna suma forţelor de rezistenţă
inseamnă că:
de = ae − ab + bc + cd ≈ R d - rezistenţa la demarare.
(
)
Punctul f unde de = 0 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:
FR − R a = R r + R p + R d
(6.5)
sau
G dv
1
(6.6)
⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ v 2 = G a ⋅ f ⋅ cos α + G a ⋅ sin α + δ ⋅ a ⋅
2
g dt
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
Fex care poate fi folosită la învingerea rezistenţei drumului şi la accelerarea
autovehiculului.
FR −
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
90
Reprezentarea grafică a relatiei (6.6) este cuprinsă în figura 6.3. Pe diagrama
din figura 6.3 se trasează întâi curba FR = f (v ) si apoi de la această curbă în jos se
trasează segmentele corespunzătoare cu R a la viteza v. Prin extremităţile
punctelor α se trasează o curbă care reprezintă dependenţa dintre forţa
excedentară Fex 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 PR şi suma puterilor necesare învingerii rezistenţelor la înaintare dat de
relaţia:
PR = P ⋅ η t = Pr + Pa + Pp + Pd
(6.7)
unde:
−
P este puterea motorului (pe caracteristica exterioară sau caracteristica
parţială pe care urmează a se face studiul);
− η t 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.
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
91
Din reprezentarea grafică rezultă că la o viteză v oarecare, segmentele
marcate sunt proporţionale la scara coordonatelor cu următoarele puteri:
− ef ≈ Pt = P ⋅ (1 − η t ) ;
−
ae ≈ PR ;
−
ab ≈ Pr ;
−
bc ≈ Pp ;
−
cd ≈ Pa ;
−
de ≈ ae − ab + bc + cd ≈ Pd
(
)
Fig.6.4.Caracteristica puterii la roată.
Abscisa punctului g, unde Pd = 0 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
Pr0 s-a notat puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la rulare pe cale
orizontală bună considerată cu un coeficient al rezistenţei la rulare f0 = const.
Deci:
(6.8)
Pr0 = G a ⋅ f0 ⋅ v
În acest caz segmentele marcate sunt proporţionale după cum urmează:
− ab ≈ Pr0 ;
−
bc ≈ Pa ;
−
cd ≈ Pd ;
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
92
−
(
)
de ≈ ae − ab + bc ≈ Pex
Fig.6.5.Caracteristica puterii la roată.
unde Pex 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.
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
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 Fex şi greutatea
autovehiculului, respectiv:
⎛
1 dv ⎞
⎟
G a ⋅ ⎜⎜ f ⋅ cos α + sin α + δ ⋅ ⋅
g dt ⎟⎠
F
F − Ra
⎝
(6.9)
D = ex = R
=
Ga
Ga
Ga
de unde rezultă:
δ dv
(6.10)
D = f ⋅ cos α + sin α + ⋅
g dt
unde:
f ⋅ cos =
sin α =
Rr
este rezistenţa specifică de rulare;
Ga
Rp
Ga
este rezistenţa specifică la urcarea pantei;
δ dv R d
este rezistenţa specifică la demarare.
⋅
=
g dt R a
Expresia factorului dinamic mai poate fi scrisă si sub forma:
δ dv
(6.11)
D=Ψ+ ⋅
g dt
Cunoscând valoarea factorului dinamic în priza directă D, se poate determina
valoare lui pentru oricare altă treaptă a cutiei de viteze D k .
Dacă în priza directă (ik = 1) , factorul dinamic este:
D=
FR −
1
⋅ρ ⋅cx ⋅ A ⋅ v2
2
Ga
(6.12)
atunci la o treaptă de viteze oarecare, cu raport de transmitere i CVk , pentu aceeaşi
turaţie a motorului forţa la roată FR se multiplică de i CVk ori şi viteza autovehiculului
se micşorează de i CVk ori şi atunci factorul dinamic D k la treapta respectivă este:
FR ⋅ i cvk −
Dk =
1
1
⋅ρ ⋅cx ⋅ A ⋅ v2 ⋅ 2
2
icv
k
Ga
Eliminând din ambele ecuaţii (6.12) şi (6.13), FR se obţine:
(6.13)
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
94
1
⋅ρ ⋅cx ⋅ A ⋅ v2
2
+
Ga
⎛ i 3cv − 1 ⎞
⎟
(6.14)
⋅ ⎜ 2k
⎟
⎜ i
cv
k
⎠
⎝
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.
D k = D ⋅ i cv k
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:
R ≤ FR ≤ ϕ ⋅ Z m
(6.15)
unde: R este suma toturor rezistenţelor la înaintare;
Z m 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:
(6.16)
FRmax = ϕ ⋅ Z m
Introducând această valoare în expresia factorului dinamic (6.9) se obţine
factorul dinamic limitat de aderenţă D ϕ :
1
⋅ ρ ⋅ cx ⋅ A ⋅ v2
2
(6.17)
Dϕ =
Ga
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.
ϕ ⋅ Zm −
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
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
D ϕ 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:
Z
Dϕ = ϕ ⋅ m
(6.18)
Ga
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 D ϕ 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
D max
Vmax
Pmax
Tipul autovehiculului
Ga
Tr. I
Priza directă [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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
96
Parametri
D max
Tr. I
Priza directă
Pmax
Ga
Tipul autovehiculului
Autobuze
-urbane
-interurbane
Autocamioane
-tonaj mic
-tonaj mediu şi mare
Autotrenuri
Vmax
[km/h]
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
2,6-4,0
0,74-2,2
0,44-0,74
0,35-0,45
0,32-0,40
0,20-0,25
0,07-0,10
0,05-0,06
0,035-0,045
90-100
70-80
70-80
Factorul dinamic şi caracteristica dinamică se utilizează la rezolvarea
problemelor referitoare la stabilirea performanţelor autovehiculului (figura 6.9).
D a
a4
a3
a2
a
Dmax
I
4
a1
a0
II
b
5
3
vmax
v
h%
v
Ψ
f
O
h
2
1
III
IV
α°
Figura 6.9. Caracteristica dinamică complexă
În cadranul I cu coordonatele D = f (v ) este reprezentată caracteristica
dinamică.
În cadranul II cu coordonatele D = f (Ψ ) sunt reprezentate mai multe drepte
echidistante, rezultate din relaţia (6.11) scrisă sub forma:
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
Ψ =D−
unde:
97
dv δ
⋅ = D − ai
dt g
a i , i = 0 K 4 reprezintă termenul
(6.18)
dv δ
⋅ .
dt g
dv
=i
dt
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 :
f ⋅ cos α + sin α = Ψ
(6.19)
cu soluţia :
Unde :
1− 1+ f 2 − Ψ 2
(6.20)
Ψ+f
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 α = f (Ψ ) .
In cadranul IV este determinată înălţimea pantei în procente funcţie de
mărimea unghiului α în grade:
h% = 100 ⋅ tgα
(6.21)
Corespunzător valorii α în grade se obţine prin abscisa punctului de intersecţie
dintre paralela la ordonată prin α şi curba h = f (α ) .
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 :
⎛ dv ⎞
(6.21)
⎜ ⎟ = 43
⎝ dt ⎠ 4
Deci automobilul se poate deplasa pe calea cu supraînălţarea h cu
⎛ dv ⎞
acceleraţii între limitele : 0 ÷ ⎜ ⎟ .
⎝ dt ⎠ 4
α = 2 ⋅ arctg
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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).
Dϕ=0,8
D1
Dϕ=0,7
D2
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).
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
99
Dϕ=0,85
Dϕ=0,8
D1
D2
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).
Dϕ=0,85
Dϕ=0,8
D1
D2
Figura 6.12. Factorul dinamic.
Condiţia plecării de pe loc la limita de aderenţă.
Punte motoare spate.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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.
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
Dϕ=0,8
D1
Dϕ=0,7
D2
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.
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
101
Dϕ=0,85
Dϕ=0,8
D1
Demarajul autovehiculului se
va face după o caracteristică
ce combină forţa la roată şi
capatitatea de preluare a
acesteia de către drum.
D2
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 Pex ce va fi utilizată numai pentru accelerare.
G a dv
⋅
⋅v
g dt
de unde se obţine pentru acceleraţia medie :
Deci :
Pex =
(6.22)
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
102
P
dv
g
(6.23)
= ex ⋅
dt v ⋅ G a δ
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 :
P
δ 1
⎛ dv ⎞
(6.24)
⋅
⎜ ⎟ = a k = ex ⋅
Ga δk v
⎝ dt ⎠ k
unde δ k 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.
a
a
1
a2
a3
a4
v
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 :
g
⎛ dv ⎞
(6.25)
⎜ ⎟ = a k = (D − Ψ ) ⋅
dt
δ
⎝ ⎠k
k
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.
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
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 ( v 0 ) până la valoarea
maximă în ultima treaptă ( v n = 0,9 ⋅ v max )
Pornind de a expresia acceleraţiei automobilului:
dv
(6.26)
a=
dt
se poate scrie:
1
dt = ⋅ dv
(6.27)
a
de unde se observă că timpul de demarare t d , necesar creşterii vitezei între v 0 şi
v n se obţine rezumă la integrarea relaţiei :
vn
td =
1
∫ a ⋅ dv
(6.28)
v0
Pentru efectuarea integrării numerice prin metoda trapezelor, utilizând metoda
1
se construieşte mai
trapezelor, datorită existenţei în relaţia (6.28) a termenului
a
întâi caracteristica inversului acceleraţiilor.
1/a
1/a4
1/a3
1/a1
1/a2
Figura 6.16. Caracteristica inversului acceleraţiilor
v
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
104
1
prin punctele în care are loc schimbarea treptelor de
ak
viteză şi se obţine astfel o curbă continuă ce va fi folosită pentru integrarea
numerică a relaţiei (6.28).
1/a
1/a
Se unesc curbele
schimbare treapta III-IV
schimbare treapta II-III
v
schimbare treapta I-II
Figura 6.17. Caracteristica inversului acceleraţiilor
Abscisa 0 ÷ 0,9 ⋅ v max se împarte în "n" intervale echidistante de valoare Δv .
1/a
1/a
1/ai+1
aria care se calculeaza
1/ai
v
vi
vi+1
0,90 vmax
Figura 6.18. Calculul numeric al timpului de demarare.
Metoda trapezelor.
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
105
Fiecărei valori a vitezei v i , v i + Δv = v i+1 îi corespunde pe ordonata 0 ÷
1
a
⎛ 1⎞ ⎛ 1⎞
valoarea respectivă ⎜ ⎟ , ⎜ ⎟ . Timpul de creştere al vitezei cu Δv în intervalul
⎝ a ⎠ i ⎝ a ⎠ i+1
de viteze v i ÷ v i+1 va fi :
⎡⎛ 1 ⎞
⎛ 1⎞
⎛ 1⎞
⎛ 1⎞ ⎤
⋅ ⎢⎜ ⎟ + 2 ⋅ ⎜ ⎟ + 2 ⋅ ⎜ ⎟ + K + ⎜ ⎟ ⎥
⎝ a ⎠1
⎝ a ⎠2
⎝ a ⎠ i +1 ⎥⎦
⎢⎣⎝ a ⎠ 0
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 t d = f (v ) , numită caracteristica timpului de demarare.
td
Δv
v i+1
v
v
= t d i + t d i+1 =
v0
v0
vi
2
td
v
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.
ds
se deduce :
Pornind de la definiţia vitezei v =
dt
ds = v ⋅ dt
(6.29)
dv
sau ţinând seama că dt =
:
a
v ⋅ dv
ds =
(6.30)
a
Determinarea spaţiului de demarare se obţine prin integrarea uneia dintre
relaţiile (6.29) sau (6.30).
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
106
In cazul utilizării relaţiei (6.29) pornind de la caracteristica timpului de
demarare, aplicând metoda trapezelor se recomandă metodologia următoare :
td
aria care se calculeaza
tdi+1
tdi
v
vi
vi+1
Figura 6.20. Metoda trapezelor pentru determinarea spaţiului de demarare.
Se împarte ordonata 0 ÷ t d în "n" intervalle echidistante de valori Δt . Fiecărei
valori a timpului de demarare t i , t i+1 = t i + Δt îi corespunde pe abscisa
0 ÷ v valoarea respectivă v i , v i+1 .
Ca urmare spaţiul de demarare în intervalul t i ÷ t i+1 va fi:
1
⋅ (v i + v i+1 )
2
Pentru demararea în timpul t i+1 se obţine:
sd
t i +1
ti
= Δv ⋅
(6.31)
1
⋅ (v 0 + 2 ⋅ v 1 + 2 ⋅ v 2 + K + v i+1 )
(6.32)
2
unde: Δt este pasul de integrare ;
v 0 , v 1,K v i+1 valori ale vitezei corespunzătoare timpilor t 0 , t 1,K t i+1 .
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: s d = f (v ) numită caracteristica spaţiului de demarare.
sd
t i +1
0
= sd
ti
0
+ sd
t i +1
ti
= Δt ⋅
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
107
sd
v
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. 0 ÷ 400 m ;
b. 0 ÷ 1000 m .
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:
0 ÷ 400 m ;
0 ÷ 1000 m .
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.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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.
x − x1
(6.33)
y = y1 +
⋅ (y1 − y 2 )
x1 − x 2
y
(x2 , y2 )
(x, y)
(x1 , y1 )
x
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 v max = 185 km h 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..
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
treapta I
V1 [km/h]
D1 [-]
7.24
0.301
10.85
0.325
14.47
0.345
18.09
0.361
21.71
0.372
25.33
0.379
28.95
0.382
29.85
0.382
30.75
0.381
31.21
0.381
34.37
0.378
37.99
0.370
41.61
0.358
45.23
0.341
48.85
0.321
49.75
0.315
52.46
0.300
54.27
0.282
treapta a II -a
V2 [km/h] D1 [-]
10.89
0.200
16.33
0.216
21.77
0.229
27.22
0.238
32.66
0.246
38.10
0.250
43.55
0.251
44.91
0.251
46.27
0.251
46.95
0.251
51.71
0.248
57.15
0.242
62.60
0.233
68.04
0.221
73.48
0.206
74.85
0.202
78.93
0.188
81.65
0.178
109
Tabelul 6.2. Factorul dinamic
treapta a III-a
treapta a IV-a
V3 [km/h]
D1 [-]
V4 [km/h]
D1 [-]
16.40
0.132
24.60
0.087
24.60
0.142
36.91
0.093
32.80
0.150
49.21
0.097
41.01
0.156
61.51
0.099
49.21
0.160
73.81
0.099
57.41
0.161
86.11
0.098
65.61
0.161
98.41
0.094
67.66
0.161
101.49
0.093
69.71
0.160
104.57
0.092
70.74
0.160
106.10
0.091
77.91
0.156
116.87
0.086
86.11
0.150
129.17
0.078
94.31
0.142
141.47
0.068
102.52
0.132
153.77
0.057
110.72
0.120
166.07
0.044
112.77
0.117
169.15
0.040
118.92
0.106
178.38
0.028
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).
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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:
treapta I
treapta a II-a
V1 [km/h] a1 [m/s2] V2 [km/h] a2 [m/s2]
7.24
2.306
10.89
1.678
10.85
2.495
16.33
1.816
14.47
2.651
21.77
1.928
18.09
2.773
27.22
2.014
21.71
2.862
32.66
2.075
25.33
2.917
38.10
2.111
28.95
2.938
43.55
2.121
29.85
2.938
44.91
2.119
30.75
2.936
46.27
2.116
31.21
2.935
46.95
2.114
34.37
2.907
51.71
2.087
37.99
2.844
57.15
2.033
Tabelul 6.3. Caracteristica acceleraţiilor.
treapta a III-a
treapta a IV-a
V3 [km/h] a3 [m/s2] V4 [km/h] a4 [m/s2]
16.40
1.142
24.60
0.744
24.60
1.233
36.91
0.795
32.80
1.304
49.21
0.829
41.01
1.356
61.51
0.845
49.21
1.388
73.81
0.844
57.41
1.401
86.11
0.825
65.61
1.394
98.41
0.788
67.66
1.389
101.49
0.776
69.71
1.383
104.57
0.763
70.74
1.379
106.10
0.756
77.91
1.346
116.87
0.699
86.11
1.290
129.17
0.617
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
treapta I
treapta a II-a
V1 [km/h] a1 [m/s2] V2 [km/h] a2 [m/s2]
41.61
2.748
62.60
1.953
45.23
2.618
68.04
1.848
48.85
2.454
73.48
1.717
49.75
2.408
74.85
1.680
52.46
2.256
78.93
1.560
54.27
2.145
81.65
1.472
111
treapta a III-a
treapta a IV-a
V3 [km/h] a3 [m/s2] V4 [km/h] a4 [m/s2]
94.31
1.214
141.47
0.516
102.52
1.118
153.77
0.395
110.72
1.002
166.07
0.255
112.77
0.970
169.15
0.217
118.92
0.866
178.38
0.095
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:
treapta I
treapta a II-a
V1 [km/h]
a1-1
V2 [km/h]
a2-1
[(m/s2)-1]
[(m/s2)-1]
7.24
0.434
10.89
0.596
10.85
0.401
16.33
0.551
14.47
0.377
21.77
0.519
18.09
0.361
27.22
0.496
21.71
0.349
32.66
0.482
25.33
0.343
38.10
0.474
28.95
0.340
43.55
0.472
Tabelul 6.4. Inversul acceleraţiilor
treapta a III-a
treapta a IV-a
V3 [km/h]
a3-1
V4 [km/h]
a4-1
[(m/s2)-1]
[(m/s2)-1]
16.40
0.876
24.60
1.344
24.60
0.811
36.91
1.258
32.80
0.767
49.21
1.206
41.01
0.738
61.51
1.183
49.21
0.720
73.81
1.185
57.41
0.714
86.11
1.212
65.61
0.717
98.41
1.268
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
112
treapta I
treapta a II-a
V1 [km/h]
a1-1
V2 [km/h]
a2-1
[(m/s2)-1]
[(m/s2)-1]
29.85
0.340
44.91
0.472
30.75
0.341
46.27
0.473
31.21
0.341
46.95
0.473
34.37
0.344
51.71
0.479
37.99
0.352
57.15
0.492
41.61
0.364
62.60
0.512
45.23
0.382
68.04
0.541
48.85
0.408
73.48
0.582
49.75
0.415
74.85
0.595
52.46
0.443
78.93
0.641
54.27
0.466
81.65
0.679
treapta a III-a
treapta a IV-a
V3 [km/h]
a3-1
V4 [km/h]
a4-1
[(m/s2)-1]
[(m/s2)-1]
67.66
0.720
101.49
1.288
69.71
0.723
104.57
1.310
70.74
0.725
106.10
1.322
77.91
0.743
116.87
1.430
86.11
0.775
129.17
1.621
94.31
0.824
141.47
1.939
102.52
0.894
153.77
2.530
110.72
0.998
166.07
3.918
112.77
1.031
169.15
4.605
118.92
1.155
178.38
10.483
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]
7.2
10.9
21.7
30.8
41.6
49.7
td [s]
0.62
1.18
2.56
2.94
4.18
4.77
Studiul şi determinarea performanţelor autovehiculelor
V [km/h]
62.6
73.5
81.6
94.3
102.5
110.7
118.9
129.2
141.5
153.8
166.1
t d0 −100 km / h
113
td [s]
6.10
6.95
8.00
12.62
14.87
16.14
20.50
30.71
38.68
51.75
51.75
Figura 6.27. Timpul de demarare.
Performanţe ale autovehiculului:
Demarare 0-100 km/h:
14.18 [s]
100 − 94,3
= 12,62 +
⋅ (14,87 − 12,62) = 14,18 s
102,5 − 94,3
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
114
V [km/h]
10.9
21.7
30.8
41.6
49.7
62.6
73.5
81.6
94.3
102.5
110.7
123.0
129.2
141.5
153.8
sd [m]
2.33
9.34
12.28
27.81
37.20
60.61
74.50
90.21
162.53
193.53
211.06
270.99
436.25
571.90
778.90
Figura 6.28. Spaţiul de demarare.
Demarare 0-100 km/h:
184,1 [m]
100 − 94,3
sd0−100 km / h = 162,53 +
⋅ (193,53 − 162,53 ) = 184,1 m
102,5 − 94,3
Demarare 0-400 m:
123 − 118,9
t d0−123km / h = 20,50 +
⋅ (30,71 − 20,50 ) = 24,56 s
129,2 − 118,9
400 − 270,99
t d0−400m = 24,56 +
⋅ (30,71 − 24,56 ) = 29,36 s
436,25 − 270,99
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
a
relative ( d f = f ) realizate de fiecare punte au mărimi egale. Cum în realitate
g
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.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
116
Tabelul 7.1. Performanţe ale sistemelor de frânare ale autovehiculelor prevăzute în
STAS 11960-89
Autovehiculul
tipul
Autoturisme
Autobuze cu masa
totală până la 5.000 kg
Autobuze cu masa
totală de peste 5.000 kg
Autocamioane cu masa
totală până la 3.500 kg
Autocamioane cu masa
totală intre 3.500 şi
12.000 kg
Autocamioane cu masa
totală de peste
12.000 kg
Viteza de Efortul maxim Formula pentru Deceleraţia
medie
încercare la pedală
calculul spaţiului
[m/s2]
[daN]
de frânare [m]
categoria [km/h]
M1
M2
V2
150
80
50
S f ≤ 0,1⋅ V +
60
70
Sf ≤ 0,15 ⋅ V +
70
Sf ≤ 0,1⋅ V +
M3
N1
70
N2
50
N3
40
V2
130
V2
115
5,8
5
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:
(d f )max p = ⎛⎜ dv ⎞⎟
= g ⋅ (ϕ ⋅ cos α m sin α ) [m / s 2 ]
(7.1)
⎝ dt ⎠ max p
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:
unde:
Determinarea performanţelor de frânare
117
⎛
⎞
b
⎜
⎟
⎛ dv ⎞
⎜
L
(d f )max f = ⎜ ⎟
cos α m sin α ⎟⎟ [m / s 2 ] (7.2)
= g ⋅ ⎜ϕ ⋅
h
⎝ dt ⎠ max f
⎜ 1− ϕ ⋅ g
⎟
L
⎝
⎠
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:
⎛
⎞
a
⎜
⎟
L
(d f )max s = ⎛⎜ dv ⎞⎟
cos α m sin α ⎟⎟ [m / s 2 ] (7.3)
= g ⋅ ⎜⎜ ϕ ⋅
h
⎝ dt ⎠ max s
⎜ 1+ ϕ ⋅ g
⎟
L
⎝
⎠
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:
S f min p =
(V
2
1
− V22
)
(7.4)
[m]
26 ⋅ g ⋅ (ϕ ⋅ cos α m sin α )
sau, in cazul frânării până la oprire (V2=0), pe cale orizontală:
V2
1
(7.5)
S f min p =
26 ⋅ ϕ ⋅ g
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:
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
118
t f min p =
(V
1
− V2
)
(7.6)
[ s]
3,6 ⋅ g ⋅ (ϕ ⋅ cos α m sin α )
sau, in cazul frânării până la oprire (V2=0), pe cale orizontală:
V1
t f min p =
3,6 ⋅ ϕ ⋅ g
în care viteza este exprimată în km/h.
7.2.
Repartizarea
autovehiculului.
forţelor
de
frânare
(7.7)
între
punţile
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:
hg
Z1 = G1 + G a ⋅
⋅ϕ
(7.8)
L
- pentru puntea din spate:
hg
Z 2 = G2 − Ga ⋅
⋅ϕ
(7.9)
L
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:
hg
Z 1 = G1 + G a ⋅
⋅ df
(7.10)
L
- pentru puntea din spate:
hg
(7.11)
Z 2 = G2 − Ga ⋅
⋅ df
L
Corespunzător relaţiilor (7.8) şi (7.9), respectiv relaţiile (7.10) şi (7.11), se
obţin reacţiunile tangentiale maxime la frânare sub forma:
Ff 1 = ϕ ⋅ Z 1
(7.12)
respectiv:
Ff 2 = ϕ ⋅ Z 2
(7.13)
In acest caz forţa tangenţială specifică de frânare – sau coeficientul de
utilizare a aderenţei – este:
- pentru puntea din faţă:
F
Ff1
(7.14)
ζ 1 = f1 =
hg
Z1
G1 + G a ⋅
⋅ df
L
Determinarea performanţelor de frânare
119
pentru puntea din spate:
F
Ff 2
(7.15)
ζ 2 = f2 =
hg
Z2
G2 − Ga ⋅
⋅ df
L
Notând cu iF raportul de repartizare a forţei de frânare pe puntea din faţă
⎛
F ⎞
⎜⎜ iF = f 1 ⎟⎟ şi cu iS raportul de repartizare a sarcinii statice pe puntea din faţă
Ff ⎠
⎝
-
⎛
G ⎞
⎜ i S = 1 ⎟ , coeficientii de utilizare a aderenţei rezultă sub forma:
⎟
⎜
G
a ⎠
⎝
- pentru puntea din faţă:
Ff 1
Ga ⋅ df
iF
(7.16)
ζ1 =
=
hg
iS h g
G1
+
⋅ df
+
Ga ⋅ df
L
df
L
- pentru puntea din spate:
Ff 2
Ga ⋅ df
1 − iF
ζ2 =
=
(7.17)
hg
1 − iS h g
G2
−
⋅ df
−
Ga ⋅ df
L
df
L
Din expresiile celor doi coeficienţi de utilizare a aderenţei la frânare se
constată urmatoarele:
- dacă ζ 1 > ζ 2 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 ζ 1 = ζ 2 la frânare roţile ambelor punţi ating simultan limita
aderenţei;
- dacă ζ 1 < ζ 2 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:
ζ 1 ⎫ d f + 0,07
pentru 0,2 ≤ ζ 1,2 ≤ 0,8
(7.18)
⎬≤
ζ2 ⎭
0,85
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
coeficientul de utilizare a aderentei
1
2
120
0,8
0,7
domeniul
permis
0,6
0,5
df+0,07
0,85
=df
0,4
0,3
=df+0,05
0,2
0,1
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5 0,6 0,7
deceleratia relativa
0,8
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 0,3 ≤ ζ 1,2 ≤ 0,45 cu condiţia ca această curbă de aderenţă pentru
puntea din spate să nu depăşească cu mai mult de 0,05 dreapta de ecuaţie
ζ = d f , 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
0,8
df-0,02
0,74
0,7
0,6
0,5
df+0,07
0,85
=df
0,4
0,3
do
m
en
iu
lp
er
m
is
coeficientul de utilizare a aderentei 1
2
Determinarea performanţelor de frânare
=df+0,08
0,2
0,1
=df-0,08
0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5 0,6 0,7
deceleratia relativa
0,8
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 0,15 ≤ d f ≤ 0,3 , într-un
coridor (fără a se menţiona raportul dintre ζ1 şi ζ2) definit de dubla inegalitate:
ξ ⎫
df − 0,08 ≤ 1 ⎬ ≤ df + 0,08
(7.19)
ζ2 ⎭
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:
ξ1 ⎫ d f − 0,02
(7.20)
⎬≤
ζ2 ⎭
0,74
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
122
7.4. Exemplu de calcul
Tema de proiect: pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizină care
are viteza maximă v max = 185 km h , 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
[Kg]
1500
a
L
0,45
b
L
0,55
hg
L
0,19
ma
m1
m2
ϕ
df
α
[kg]
1625
[kg]
894
[kg]
731
0,8
0,8
[ 0]
0
a) Determinarea deceleratiei.
- cazul în care frânează rotile ambelor punţi (rel.7.1),
(d f )max p = ⎛⎜ dv ⎞⎟
= g ⋅ ϕ = 9,81 ⋅ 0,8 = 7,85 [m / s 2 ]
dt
⎝ ⎠ max p
- cazul în care frânează numai roţile punţii din faţa (rel.7.2),
b
0,55
⎛ dv ⎞
L
(d f )max f = ⎜ ⎟
= g⋅ϕ⋅
= 9,81 ⋅ 0,8 ⋅
= 5,08 [m / s 2 ]
h
dt
1
−
0
,8 ⋅ 0,19
⎝ ⎠ max f
g
1− ϕ ⋅
L
- cazul în care frânează numai roţile punţii din spate (rel.7.3),
a
0,45
⎛ dv ⎞
L
(d f )max s = ⎜ ⎟
= g⋅ϕ⋅
= 9,81 ⋅ 0,8 ⋅
= 3,06 [m / s 2 ]
hg
1 + 0,8 ⋅ 0,19
⎝ dt ⎠ max s
1+ ϕ ⋅
L
b) Determinarea spaţiului minim de frânare (rel.7.5),
S f min p =
V2
185 2
=
= 130 [m]
26 ⋅ ϕ ⋅ g 26 ⋅ 0,8 ⋅ 9,81
c) Determinarea timpului minim posibil de frânare (rel.7.7),
V
185
t f min p =
=
= 6,54 [s]
3,6 ⋅ ϕ ⋅ g 3,6 ⋅ 0,8 ⋅ 9,81
d) coeficientii de utilizare a aderenţei rezultă sub forma:
- pentru puntea din faţă (rel 7.16):
hg
⎛
⎞
⋅ d f ⎟ = 0,8 ⋅ 9,81 ⋅ (894 + 1625 ⋅ 0,19 ⋅ 0,8 ) = 8954 [N]
Ff 1 = ϕ ⋅ Z 1 = ϕ ⋅ ⎜ G1 + G a ⋅
⎜
⎟
L
⎝
⎠
Ff 1
8954
if =
=
= 0,70
Ga ⋅ d f
1625 ⋅ 9,81 ⋅ 0,8
Determinarea performanţelor de frânare
ζ1 =
ζ2
iF
=
123
0,7
= 0,83
0,52
+ 0,19
0,8
iS h g
+
df
L
- pentru puntea din spate (rel.7.17):
1 − iF
1 − 0,7
=
= 0,73
==
1 − 0,52
1 − iS h g
− 0,19
−
0,8
df
L
ζ1 = 0,83 > ζ 2 = 0,73 , 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
Nr.
crt.
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
15.
16.
17.
18.
19.
20.
21.
22.
23.
24.
25.
26.
27.
28.
Secventa
Acceleraţia Viteza
2
[m/s ]
[km/h]
Mers în gol
-
-
Accelerare
Viteză constantă
Decelerare
Decelarea cu ambreiajul decuplat
1,04
-0,69
-0,92
0…15
15
15…10
10…0
Mers în gol
-
-
Accelerare
Schimbare treaptă viteză
Accelerare
Viteză constantă
Decelerare
Decelarea cu decuplarea
ambreiajului
0,83
0,94
-0,75
0…15
15…32
32
32…10
-0,92
10…0
Mers în gol
-
-
Accelerare
Schimbare treaptă viteză
Accelerare
Schimbare treaptă viteză
Accelerare
Viteză constantă
Decelerare
Viteză constantă
Schimbare treaptă viteză
Decelerare
Decelarea cu ambreiajul decuplat
Mers în gol
0,83
0,62
0,52
-0,52
-0,86
-0,92
-
0…15
15…35
35…50
50
50…35
35
35…10
10…2
-
Durata Treapta Durata
secvenţei de
cumulată
*
Viteză
[s]
[s]
6
PM
6
5
Tr.I
11
4
15
8
23
I
2
25
3
28
16
PM
44
5
Tr.I
49
5
I
54
2
I-II
56
5
61
24
85
II
8
93
3
16
5
5
2
9
2
8
12
8
13
2
7
3
7
96
PM
Tr.I
I
I-II
II
II-III
III
III-II
II
TII
PM
112
117
122
124
133
135
143
155
163
176
178
185
188
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
126
LEGENDA
60
k Decuplarea ambreiajului
k1,k2 Decuplarea ambreiajului cand viteza I-a sau a II-a este cuplata
PM Pozitia 0 a cutiei de viteze
R Mers in gol
Shimbare de viteze
1 viteza a I-a
2 viteza a II-a
3 viteza a III-a
Intervalul tolerantelor; tolerantele pentru viteze
(±1 km/h) si timp (±0,5 s) se compun
geometric pentru fiecare punct
v [km/h]
50
40
35
32
3
2
4 0,5 s
3 km/h
2
km/h
1
0,5 s
0 1 2 34
20
3
3
k
k
Linia teoretica
a ciclului
2
1
15
2
2
2
k
k
1
10
1
1
0
3
R
k1
6
5
4
8
2 3
16
5
5
5
24
8
3
16
5
5
2
9
2
8
12
8
13
2
7
3
7
1
2
3
4
5 6
7
8
9 10 11
12
13
14
15
16
17 18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
4
8
5
12
24
12
8
13
PM
R k1
PM
R k1
100
50
0
11
21
2
11
PM R 200 t in s
150
26
21
12
7
Numarul curect al
operatiilor
Timpul pentru fiecare
operatie
Timpul pentru fiecare
tip de functionare
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
II
Pd
I
Ce1
Pu1=Pr + Pa
Ce2
P1
P2
v
P
Pu2 =Pr + Pa + Pd
v1
Ce3 Ce4
Ce5
a1
Ce6
a2
v2
n
i t1
v2
i t2
v1
i t3
III
IV
v
i t4
Fig. 8.2. Evaluarea consumului de combustibil in faza de mers cu
viteză constantă şi/sau accelerat
Determinarea performanţelor consumului de combustibil
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:
1
⎛
⎞ 1
(8.1)
P1 = Pr + Pa = ⎜ Ga ⋅ f ⋅ v + ⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ v 3 ⎟ ⋅
2
⎝
⎠ ηtr
⎛
⎞ 1
1
dv δ
P1 = Pr + Pa + Pd = ⎜⎜ Ga ⋅ f ⋅ v + ⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ v 3 +
⋅ ⋅ Ga ⎟⎟ ⋅
2
dt
g
⎝
⎠ ηtr
(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 :
π n ⋅ rr
(8.3)
Vk =
⋅
30 i tk
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:
c ⋅P
(8.4)
Q h = e5 1
100
şi un consum în litri / 100km:
c ⋅P
100
l
Q 100
= Q⋅
= e5 1
(8.5)
V1
10 ⋅ γ ⋅ v 1
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 :
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
128
v = vo + a ⋅ t
(8.6)
în şirul :
k
v i = v o + ∑ i ⋅ Δv
(8.7)
i=1
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 a2 consumul specific de combustibil (ce7) (s-a considerat
demarajul în treapta a doua).
Conform valorilor P2 şi cef se calculează consumul orar de combustibil :
P2 ⋅ c e7
(8.8)
1000
Se repetă procedeul pentru alte valori ale vitezei :
v = v i + Δv
(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 :
Q 2 = Q h2 ⋅ Δt
(8.10)
unde Δt este timpul în ore de sporire a vitezei cu Δv.
Qh =
Qh
Q h2
Δv
Δv
v2
v
v2 + Δv
Fig. 8.3.Caracteristica consumului orar al automobilului Qh=f(v).
dv Δv
relaţia (8.10) devine :
=
dt
Δt
Δv 1
⋅
= ⋅ Q h2 ⋅ Δv
a
a
Din expresia acceleraţiei a =
Q 2 = Q h2
(8.11)
Determinarea performanţelor consumului de combustibil
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 :
1
v
Q d = ⋅ ∫ Q h ⋅ dv =
⋅ (Q h1 + Q h2 + ... + Q hn )
(8.12)
a
3,6 ⋅ a
Corespunzător sporirii vitezei în intervalul V0…Vn automobilul va parcurge
un spaţiu :
v 2 − v 02
Sd = n
(8.13)
26 ⋅ a
Raportul :
Q
100
l
Q100
= d =
(8.14)
Sd
γ
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 iti de schimbare a ordonatei “v” în
abcisa “n” funcţie de treapta cuplată în cutia de viteze.
cg
I
a
cg1
c g0
n0
n
i t1
Δv
v1
i t2
i t3
II
v
i t4
Fig.8.4 Caracteristica consumului specific la mersîn gol forţat
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
130
Se împarte ordonata “v” în k intervale Δv echidistante. Din definirea
deceleraţiei (d) :
dv Δv
d=
=
, se obţine: v = d·t
(8.15)
dt
Δt
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 :
(
1
v
⋅ ∫ c g ⋅ dv =
⋅ c g1 + c g2 + ... + c gn
d
3,6 ⋅ d
Raportând consumul Qf la spaţiul :
Qf =
Sf =
)
(8.16)
v i2 − v 2f
26 ⋅ d
(8.17)
se obţine :
Q f 100
(8.18)
⋅
γ
Sf
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 vf cu decelaraţia d se obţin mărimile:
l
=
Q 100
Ql =
c go ⋅ t
3,6
;
Sc =
v i2 − v 2f
;
26 ⋅ do
l
Q100
=
Ql 100
⋅
Sl
γ
(8.19)
În cazul opririlor de aşteptare un timp ta se obţine:
Qa =
c go ⋅ t a
; Sa = 0
(8.20)
3,6
Pentru determinarea consumului de combustibil la parcursul urban care
cuprinde secvenţele ciclului se calculează cu relaţia :
m
(Q
l
100
)
c
100
=
⋅
γ
∑
Q hi +
i=1
n
∑
Q
dj
+
j=1
m
∑
i=1
Vi ⋅ ti +
o
∑
Q
+
fk
k =1
n
∑
j=1
S dj +
p
∑
Q ie +
e =1
k =1
Q
at
t=1
p
o
∑
r
∑
S
fk
+
∑
S le
e =1
(8.21)
unde : m - este numărul de viteze constante folosite ti ore;
Qh
(rel. 8.4);
n - numărul valorilor de acceleraţii constante;
Determinarea performanţelor consumului de combustibil
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 :
l
l
l
Q100
(8.22)
med = β c ⋅ Q100 c + β Vi ⋅ Q100 Vi
(
)
(
)
(
)
unde:
βc,Vi este spaţiul relativ de deplasare în condiţiile: c - ciclul urban;
vi –viteze de valori constante (vi = constantă); ( β= 1);
( )
l
Q100
c
∑
- consumul de combustibil pentru 100 km parcurşi pe
ciclul urban;
l
Q100
Vi - 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:
Consum în accelerare :
Consum la viteze constante:
Consum în decelerare:
11.8 l/100km, (9.5%)
43.5 l/100km, (34.9%)
48.3 l/100km, (38.8%)
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.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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,
l
) este dată de relaţia:
exprimată in litri pentru 100 km ( Q100
⎞
⎛ 50 ⋅ Lciclu
103
l
Q100
=
⋅⎜
+ 25 ⋅ ∑ R90 + 25 ⋅ ∑ R120 ⎟⎟
q ⋅ γ ⋅ ηi ⋅ ηm ⋅ ηtr ⎜⎝ Sciclu
⎠
⎡ litri ⎤
⎢100km ⎥
⎣
⎦
(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;
3
γ [kg/m ] – 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
Determinarea performanţelor consumului de combustibil
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.
∑ R90 - suma forţelor de rezistenţă la înaintare corespunzătoare
deplasării autovehiculului pe distanţa de 25 km cu viteza constanţa
de 90 km/h;
∑ R120 - 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:
Lciclu = Lrul + Laer + L d
(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:
Lrul = ma ⋅ g ⋅ f0 ⋅ Sciclu
(8.25)
unde:
ma [kg] este masa totală a autovehiculului;
2
g=9,81 [m/s ] – 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:
Lrul = 1018 ⋅ 9,81⋅ ma ⋅ g ⋅ f0 = 9986 ⋅ ma ⋅ f0 [J]
(8.26)
b. Lucrul mecanic al rezistenţei aerului,
Expresia lucrului mecanic al rezistenţei aerului este dată de relaţia:
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
134
La =
1
⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ ∫ v i3 ⋅ dsi
2
(8.27)
unde:
ρ=1,22 [kg/m3] este densitatea aerului;
cx – coeficientul de rezistenţă al aerului (paragraful 3.2.3.);
2
A [m ] – 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
Lucrul mecanic al rezistentei
aerului [J]
Acceleraţia Viteza [m/s] Durata
2
[m/s ]
initială finală [s]
Nr.
crt.
Secvenţa
1.
Accelerare
a1
vi
vf
t1
2.
Viteză
constantă
-
vi=vf=v2
t2
1
⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ a13 ⋅ t14
8
1
⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ v 32 ⋅ t 2
2
1
⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ Vf3 ⋅ t 3 ⋅ B
2
3.
Decelerare
a3
vi
vf
t3
4.
Schimbare
treaptă viteză
-
vi=vf=vo
t0
unde:
2
⎛ ⎛
⎞
a ⋅t ⎞
3 a ⋅t
1
⎜
⎟
B = ⎜1 + ⎜⎜ 3 3 ⎟⎟ + ⋅ 3 3 + ⋅ (a3 t 3 )3 ⎟
2
vf
4
⎜ ⎝ vf ⎠
⎟
⎝
⎠
1
⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ v 30 ⋅ t0
2
Cu valorile de mai sus, la parcurgerea ciclului definit mai sus, lucrul
mecanic necesar învingerii rezistenţei aerului este:
Laer= 93.500 ⋅c x ⋅ A [J]
(8.28)
c. Lucrul mecanic al rezistenţei la demarare,
Expresia lucrului mecani al rezistenţei la demarare este dată de relaţia:
L d = ma ⋅ δk ⋅ ∫ ai ⋅ dsi
(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.
Determinarea performanţelor consumului de combustibil
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
Acceleraţi Viteza [m/s]
Durata Lucrul mecanic al rezistentei
a
initială finală [s]
aerului [J]
2
[m/s ]
Nr.
crt.
Secvenţa
1.
Accelerare de pe
loc
a1
0
vf
t1
t2
ma ⋅ δk ⋅ a12 ⋅ 1
2
2.
Accelerare intre
două viteze
a2
vi
vf
t2
a 2 ⋅ t 22
v
ma ⋅ δk ⋅ a 2 ⋅ ( i ⋅ t 2 +
)
3,6
2
Cu valorile de mai sus, la parcurgerea ciclului definit mai sus, lucrul
mecanic necesar învingerii rezistenţei la demarare este:
L d = ma ⋅ (25,87 ⋅ δ1 + 69,43 ⋅ δ2 + +49,09 ⋅ δ3 ) [J]
(8.30)
Din dezvoltarile de mai sus, se obţine pentru lucrul mecanic necesar
parcurgerii ciclului ECE relaţia:
Lciclu= 9986 ⋅ ma ⋅ f0 +3.500 ⋅c x ⋅ A + ma ⋅ (25,87 ⋅ δ1 + 69,43 ⋅ δ2 + +49,09 ⋅ δ3 )
(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:
(8.32)
L v i =ct = ∑ Ri ⋅ Si [J]
unde:
1
⎛
2⎞
∑ Ri =⎜ ma ⋅ g ⋅ fi + ⋅ ρ ⋅ c x ⋅ A ⋅ v i ⎟ este suma rezistentelor la
2
⎝
⎠
înaintere corespunzătoare deplasării cu viteze constante vi;
vi [m/s] este viteza constantă de deplasare (după caz
90
120
vi =
= 25 m/s şi respectiv v i =
= 33,33 m/s);
3,6
3,6
fi – coeficientul rezistenţei la rulare corespunzătoare vitezei
constante de deplasare (vezi paragraful 3.1.3);
.
3
Si= 25 10 m – parcursul cu viteza vi= constantă.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
136
8.3. Exemplu de calcul
Tema de proiect: pentru un autoturism cu caroseria de tipul limizină care are
viteza maximă v max = 185 km h , să se determine pentru parcursului de control de
l
100 km, cantitatea de combustibil consumat, ( Q100
).
Pentru autoturismul din tema de proiectare principalele mărimi de calcul sunt
prezentate în tabelul 8.3.
mo
cx
A
ηtr
δ1
[Kg]
[m2]
1500 0,38 1,8 0,92 1,28
Tabelul 8.3. Parametrii de calcul ai autoturismului
f90 f120 Tip motor ηi ηm
f0
δ2
δ3
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= 9986 ⋅ ma ⋅ f0 +3.500 ⋅c x ⋅ A + ma ⋅ (25,87 ⋅ δ1 + 69,43 ⋅ δ2 + +49,09 ⋅ δ3 )
L ciclu = 9.986 ⋅ 1.500 ⋅ 0,015 + 3.500 ⋅ 0,38 ⋅ 1,8 +
+ 1.500 ⋅ (25,87 ⋅ 1,28 + 69,43 ⋅ 1,2 + 49,09 ⋅ 1,05 ) = 479.040 [J]
b) Lucrul mecanic necesar parcurgerii distanţei de control de 50 km pe ciclul
ECE:
50 ⋅ 103 ⋅ Lciclu 50 ⋅ 103 ⋅ 479.040
=
= 23.528 ⋅ 103 [J]
Sciclu
1018
c) Lucrul mecanic necesar deplasarii cu viteza constantă de 90 km/h pe
distanţa de 25 km (rel.8.32):
1
⎛
⎞
L 90 = S 90 ⋅ ∑ R 90 =25 ⋅ 10 3 ⋅ ⎜1.500 ⋅ 9,81 ⋅ 0,017 + ⋅ 1,225 ⋅ 0,38 ⋅ 1,8 ⋅ 25 2 ⎟ =
2
⎝
⎠
L50 =
= 12.800 ⋅ 10 3 [J]
d) Lucrul mecanic necesar deplasarii cu viteza constantă de 120 km/h pe
distanţa de 25 km (rel.8.32):
1
⎛
⎞
L 120 = S120 ⋅ ∑ R120 =25 ⋅ 10 3 ⋅ ⎜1.500 ⋅ 9,81 ⋅ 0,018 + ⋅ 1,225 ⋅ 0,38 ⋅ 1,8 ⋅ 33,33 2 ⎟ =
2
⎝
⎠
= 18.256 ⋅ 10 3 [J]
e) Cantitatea de combustibil consumată (rel.8.23):
⎞
⎛ 50 ⋅ Lciclu
103
l
Q100
=
⋅ ⎜⎜
+ 25 ⋅ ∑ R90 + 25 ⋅ ∑ R120 ⎟⎟
q ⋅ γ ⋅ ηi ⋅ ηm ⋅ ηtr ⎝ Sciclu
⎠
sau, prin inlocuire:
l
Q100
=
106
6
46 ⋅ 10 ⋅ 750 ⋅ 0,3 ⋅ 0,85 ⋅ 0,92
⎡ litri ⎤
⎢ 100km ⎥
⎣
⎦
⋅ (23.528 + 12.800 + 18.256 ) = 6,74
⎡ litri ⎤
⎢ 100km ⎥
⎣
⎦
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.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
138
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:
v
a
L
b
Ra
Mi1
Ga sin α
Mrul1
Ga c
os α
hg
ha
cg
X1
Rd
Ga
Z1
Mi2
X2
α
Z2
Mrul2
Fig.9.1. Studiul stabilităţii la urcarea rampelor
∑ Fx
∑ Fy
= 0 : X1 + X 2 − G a ⋅ sin α − R a − R d = 0
= 0 : Z 1 + Z 2 − G a ⋅ cos α = 0
(9.1)
(9.2)
unde:
-
X1+X2=Fr-Rr este rezultanta fortelor de tracţiune, Fr- forţa la roata; Rrrezistenţa 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:
(9.3)
Fr ⋅ h g + R a ⋅ h a − h g + Z 1 ⋅ a > Z 2 ⋅ d + R r ⋅ h g
(
)
Deoarece în momentul răsturnării Z1 =0 şi Z 2 = G a ⋅ cos α şi tinând
seama că forţa la roată este: Fr = G a ⋅ sin α + R r + R a + R d , rezultă inegalitatea:
Stabilitatea şi maniabilitatea autovehiculelor
139
(
)
h g ⋅ (G a ⋅ sin α + R r + R a + R d ) ⋅ h g + R a ⋅ h a − h g ≥ Z 2 ⋅ b + R r ⋅ h g
sau:
(G a ⋅ sin α + R d ) ⋅ h g + R a ⋅ h a ≥ G a ⋅ cos α ⋅ b
(9.4)
(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:
(9.6)
G a ⋅ sin α ⋅ h g ≥ G a ⋅ cos α ⋅ b
Din care condiţia de răsturnare a autovehiculului în jurul axei roţilor din
spate se obţine sub forma:
b
(9.7)
tgα r ≥
hg
Pierderea stabilităţii autovehiculului la urcarea unei rampe, prin patinarea
roţilor motoare, se poate produce atunci când forţa de tracţiune depăşeşte forţa de
aderenţa, adică:
X1 + X 2 ≥ ϕ ⋅ Z 2
(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:
G
G a ⋅ sin α ≥ ϕ ⋅ a ⋅ a ⋅ cos α + h g ⋅ sin α
(9.9)
L
Echivalentă cu relaţia:
a⋅ϕ
(9.10)
tgαp ≥
L − ϕ ⋅ hg
(
)
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:
b
a⋅ϕ
≤
(9.11)
L − ϕ ⋅ hg
hg
sau
φ≤
b
hg
(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:
ϕ⋅b
b
≤
(9.13)
L + ϕ ⋅ hg
hg
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,
140
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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:
b
(9.15.)
ϕ>
hg
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.
Nr.
crt
1
2
3
4
5
6
7
8
9
Valori ale unghiurilor de stabilitate longitudinală pentru
G1
G2
a
b
Denumire
Ga
daN daN daN mm
mm
autoturism
Dacia 1300 break
1330 650
680
1248 1193
Dacia 1304 4x2
2230 720
1510 1811 864
Dacia 1304 4x4
2120 628
1492 1811 864
Dacia 1307 4x4
2100 690
1410 1876 919
Aro 244
2450 970
1480 1429 921
motor Peugeot
Aro 244
2450 1005 1445 1386 964
motor L-27
Aro 10.4
1825 790
1035 1361 1039
motor 102-22 Dacia
Aro 10.4
1825 820
1005 1347 1053
motor Renault mas
Aro 10.4
1825 840
985
1295 1105
motor Renault mac
Tabelul 9.1
răsturnare şi pentru alunecare
L
hg
αr
αp
mm
mm
[0 ]
[0 ]
2441 610
63
18
2675 571
57
13
2675 576
58
33
2795 570
58
33
2350 817
48
34
2350
830
49
33
2400
610
60
29
2400
617
60
29
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
Stabilitatea şi maniabilitatea autovehiculelor
141
hg
β
rulare, de pe partea dreaptă, este mai mare decât suma momentelor de stabilitate,
în raport cu aceeaşi dreaptă.
Zs
Fc cos
Fc
Ga co
s β
Fc sin
β
Ga
β
Ys
β G
asin
β
B
Yd
Zd
Fig.9.2. Schema automobilului în viraj
Z s ⋅ B + (Fc ⋅ cos β − G a ⋅ sin β ) ⋅ h g > (Fc ⋅ sin β +G a ⋅ cos β) ⋅
B
2
(9.16)
Ga v 2
este forţa centrifgă;
⋅
g R
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:
B
Fc −
⋅ Ga
2 ⋅ hg
tg β =
(9.17)
B
+ Ga
Fc ⋅
2 ⋅ hg
unde:
Fc =
Înlocuind expresia forţei centrifuge, dată de relaţia 9.17, în relaţia 9.16, se
obţine:
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
142
tg βr =
v2
B
−
g ⋅ R 2 ⋅ hg
v2
B
⋅
+1
g ⋅ R 2 ⋅ hg
(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 =
⎞
⎛ B
g⋅R ⋅⎜
+ tgβ ⎟
⎟
⎜ 2 ⋅ hg
⎠ [m/s]
⎝
B
⋅ tgβ
1−
2 ⋅ hg
(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
2 ⋅ hg
valoarea tg β =
, viteza autovehiculului poate să devină oricât de mare
B
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:
g⋅R ⋅B
[m/s]
(9.20)
vr =
2 ⋅ hg
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:
Fc ⋅ cos β − G a ⋅ sin β > Ys + Yd
(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:
Ys + Yd = ϕ ⋅ (Fc ⋅ sin β + G a ⋅ cos β )
(9.22)
Înlocuind în relaţia 9.22 se obţine:
Fc ⋅ cos β − G a ⋅ sin β > ϕ ⋅ (Fc ⋅ sin β + G a ⋅ cos β )
(9.23)
Din inegalitatea 9.23 rezultă valoarea limită a unghiului de înclinare
transversală a drumului, la care apare deraparea laterală a autovehiculului:
F − ϕ ⋅ Ga
tg βp = c
(9.24)
ϕ ⋅ Fc + G a
Dacă se înlocuieşte expresia forţei centrifuge Fc =
Ga v 2
, se obţine:
⋅
g R
Stabilitatea şi maniabilitatea autovehiculelor
143
v2
−ϕ⋅g
tg βp = R 2
(9.25)
v
ϕ⋅
+g
R
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:
R ⋅ g ⋅ (ϕ + tgβ )
vd =
(9.26)
1 − ϕ ⋅ tgβ
La intrarea în viraj, pe drum făra supraînălţare transversală, (β = 0), viteza
limită de deplasare la care apare deraparea va fi:
g ⋅ R ⋅ ϕ [m/s]
vd =
(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:
g⋅R ⋅B
g⋅R ⋅ ϕ <
(9.28)
2 ⋅ hg
echivalentă cu relaţia:
φ<
B
2 ⋅ hg
(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.
144
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
Tabelul 9.3.
Valori ale vitezelor de stabilitate transversală pentru răsturnare şi pentru derapare laterală
Nr.
Denumire
Go
G1
G2
B
hg
φ
R β Vp
Vr
crt
autoturism
daN daN daN mm mm
m [0] km/h 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
1550 800 750 1445 817 0,8 50 17 97
103
motorL-27D
6
Aro 244
1660 820 840 1445 830 0,8 50 17 97
101
motorL-27D
7
Aro 10.4
1180 630 550 1304 610 0,8 50 17 97
114
motor102-02 Dacia
8
Aro 10.0
1120 600 520 1304 617 0,8 50 17 97
114
motor Renault mas
9
Aro 10.4
1180 630 550 1304 595 0,8 50 17 97
117
motor Renault mac
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
Stabilitatea şi maniabilitatea autovehiculelor
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:
F + Ff 2
(9.30)
ς = f1
= ς1 + ς 2
Ga
unde:
Ff1 şi Ff2 sunt definite prin relaţiile (7.12 şi 7.13);
ς1= Ff1 = ϕ ⋅⎛⎜ b + d ⋅ h g ⎞⎟ - forţa specifică de frânare a punţii faţă; (9.31)
1 ⎜
f
Ga
L ⎟⎠
⎝L
hg ⎞
⎛a
F
⎟ - forţa specifică de frânare a punţii spate;
ς 2 = f 2 = ϕ2 ⋅ ⎜ − df ⋅
⎜
⎟
L
L
Ga
⎝
⎠
(9.32)
af
df =
– deceleraţia relativă (rel.7.1);
g
ϕ1, ϕ2 – coeficienţii medii de aderenţa la rotile punţii faţa, respectiv spate;
a, b, hg – coordonatele centrului de greutate;
L- amptamentul automobilului.
hg
a
b
Folosind notaţiile:
= ψ,
= 1 − ψ şi
= χ , in condiţiile în care
L
L
L
ϕ1 = ϕ 2 = ϕ iar deceleraţia relativă are valoarea maxima df =ϕ (rel.7.1), relaţiile
(9.31) şi (9.32) devin:
ς1 = ϕ ⋅ (ϕ ⋅ χ + 1 − ψ )
(9.33)
ς 2 = ϕ ⋅ (ψ − ϕ ⋅ χ )
din care prin eliminarea coeficientului de aderenţă ϕ se obţine ecuaţia de gradul al
doilea de forma:
χ ⋅ ς 2 + (2 ⋅ ς1 + 1 − ψ ) ⋅ ς 2 + χ ⋅ ς 2 − ψ ⋅ ς1 = 0
(9.34)
2
1
care reprezintă ecuaţia unei parabole cunoscute sub numele de “paraboila
distribuţiei ideale a forţei de frânare” deoarece defineşte mărimile maxime ale
146
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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 G a , ψ, χ reprezentând
grafic relaţia (9.34) cu ς1 în abscisă si ς 2 in ordonată, se obţine o parabola care
⎛ψ
a ⎞⎟
,0 şi
trece prin origine şi intersectează axele in punctele de coordonate ⎜ =
⎜ χ hg ⎟
⎝
⎠
⎛ ψ −1
b ⎞⎟
⎜ 0,
=
(fig.9.3)
⎜
χ
h g ⎟⎠
⎝
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:
d f = ς1 + ς 2
(9.35)
cu ajutorul căreia din relaţiile (9.31) şi (9.32) se obţine:
Stabilitatea şi maniabilitatea autovehiculelor
ς2 =
1 − ϕ1 ⋅ ϕ
1− ψ
⋅ ς1 −
ϕ1 ⋅ χ
χ
147
(9.36)
ϕ2 ⋅ χ
ϕ2 ⋅ ψ
(9.37)
⋅ ς1 +
1 + ϕ2 ⋅ χ
1 + ϕ2 ⋅ χ
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
⎛ ψ −1
b ⎞⎟
⎜ 0,
=
, iar a doua, pentru diferite valori ϕ2, determină un fascicul de
⎜
χ
h g ⎟⎠
⎝
⎛ψ
a ⎞⎟
drepte care trece prin punctul de coordonate ⎜ =
,0 . Pentru un autovehicul
⎜ χ hg ⎟
⎝
⎠
cu o anumită sarcină, la care se cunosc coordonatele centrului de greutate si se
deplasează pe o anumită cale, forţele specifice de frânare ς1 şi ς 2 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 D1(ς1, ς 2 ) = 0 , 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 (ς1, ς 2 ) , 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.
ς2 =
Fig.9.4 Dreptele de echiaderenţă
148
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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:
OC
OD
= ctgθ 2 şi
= ctgθ1
(9.31.)
AD
CB
Făcând diferenţa celor două egalităţi se obţine expresia:
OD OC b
ctgθ 2 − ctgθ1 =
−
= = ct
(9.32.)
AD BC L
în care L reprezintă ampatamentul autovehiculului şi b distanţa dintre pivoţii roţilor
directoare.
Stabilitatea şi maniabilitatea autovehiculelor
149
L
Re
A
D
E
b
B
C
R
θ2
Ri
θ
θ1
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:
L
B−b
;
(9.33.)
+
Re =
sin θ 2
2
- pentru raza interiară de virare:
L
B−b
(9.33.)
−
Ri =
tgθ1
2
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
150
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
0
intervalul δ = 12 - 18 , 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.
L
δ2
Fiy
va2
δ2
δ1
C
va1
δ1
θ
δ2
Rδ
δ2
θ−δ2
R
δ1
θe
θ
θi
O
Oδ
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.
Stabilitatea şi maniabilitatea autovehiculelor
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: ϕ = 0,80 , α = 0 o .
Parametrul a L are valori în intervalul 0,45 ÷ 0,55 .
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: ϕ = 0,80 , α = 0 o .
Parametrul a L are valori în intervalul 0,45 ÷ 0,55 .
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: a L = 0,45 , α = 0 o .
Coeficientul de aderenţă are valori în intervalul 0,7 ÷ 0,85 .
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: a L = 0,45 , α = 0 o .
Coeficientul de aderenţă are valori în intervalul 0,7 ÷ 0,85 .
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: a L = 0,45 , μ = 0,80 .
Unghiul de înclinare longitudinală a căii are valori cuprinse între 0 ÷ 15 o .
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: a L = 0,45 , μ = 0,80 .
Unghiul de înclinare longitudinală a căii are valori cuprinse între 0 ÷ 15 o .
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
Acceleraţia gravitaţională
ma
g
Coeficientul rezistenţei la rulare
Coeficientul rezistenţei aerului
Aria frontală a autoturismului
f
cx
A
1000 kg
10 m s 2
0,015
0,35
1,9 m2
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
154
Raportul de transmitere al transmisiei principale
Randamentul transmisiei
Raza de rulare a roţii
i0
ηt
rr
3,5
0,90
0,3 m
Pentru calculul coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie se
(
foloseşte relaţia: δ k = 1,04 + 0,0025 ⋅ i cv k ⋅ i 0
)2 .
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
Acceleraţia gravitaţională
ma
g
Viteza de deplasare
Coeficientul rezistenţei la rulare
Coeficientul rezistenţei aerului
Aria frontală a autoturismului
Raportul de transmitere al transmisiei principale
Randamentul transmisiei
Raza de rulare a roţii
v
f
cx
A
i0
ηt
rr
950 kg
10 m s 2
80 km/h
0,013
0,32
1,85 m2
3,5
0,93
0,3 m
Problema nr. 9
Să se determine valorile rapoartelor de trasmitere din cutia de viteze
cunoscându-se valorile maxime ale forţei la roată.
FRI _ max
5000 N
FRII _ max
4000 N
FRIII _ max
3000 N
FRIV _ max
2000 N
Să se determine valoarea raportului de transitere al transmisiei principale
cunoscându-se următoarele:
Viteza automobilului
Raza de rulare a roţii
Turaţia de funcţionare a motorului
v
rr
n v max
180 km/h
0,31 m
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:
a max = 2,0 m s 2 .
Autoturismul are cuplată în cutia de viteze treapta cu raport de transmitere
unitar.
Se cunosc:
Masa autovehiculului
Acceleraţia gravitaţională
ma
g
Coeficientul rezistenţei la rulare
Coeficientul rezistenţei aerului
Aria frontală a autoturismului
Raportul de transmitere al transmisiei principale
Randamentul transmisiei
Raza de rulare a roţii
f
cx
A
i0
ηt
rr
950 kg
10 m s 2
0,015
0,32
1,92 m2
3,75
0,92
0,31 m
Caracteristica momentului motor este definită astfel:
750 [rpm]
1000
1250
1500
1750
2000
123 [Nm]
130
136
141
146
150
2250
153
2500
155
2750
157
3000
158
3250
159
3500
159
3750
158
4000
156
4250
154
4500
151
4750
147
5000
143
5250
138
5500
132
5750
126
6000
119
Pentru calculul coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie se
(
foloseşte relaţia: δ k = 1,04 + 0,0025 ⋅ i cv k ⋅ i 0
)2 .
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
Fig.A1.2. Măsurarea înălţimii la autocamioane
•
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.
Fig.A1.3. Măsurarea ampatamentului la autovehicule cu trei sau patru punţi
Fig.A1.4. Măsurarea ampatamentului la autovehicule cu semiremorci şi remorci
•
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).
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
158
Fig.A1.5. Măsurarea ecartamentului la autovehicule cu roţi duble
•
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).
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
159
Fig.A1.7. Măsurarea luminii (garda la sol) şi a razei longitudinale de trecere
Tabelul A1.1. Valori pentru lumină (garda la sol) la diferite tipuri de autovehicule
Tipul autovehiculului
Lumina (garda la sol)
[mm]
150-220
210-222
240-270
260-320
400-450
Autoturisme 4x2
Autoturisme 4x4
Autcamioane 4x2
Automobile cu capacitate de trecere mărită
Autovehicule speciale cu capacitate de trecere
mărită
o
raza longitudinală de trecere,
ρl
- 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]
2,5-3,5
3,5-5,5
5,5-8,5
2,5-3,5
3,0-5,5
5,0-6,0
2,0-6,0
Autoturisme cu capacitate cilindrică mică
Autoturisme cu capacitate cilindrică mijlocie
Autoturisme cu capacitate cilindrică mare
Autocamioane uşoare
Autocamioane mijlocii
Autocamioane grele
Autovehicule cu capacitate mare de trecere
o
raza transversală de trecere
ρt
- 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).
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
160
Fig.A1.8. Măsurarea razei transversale de trecere
o
unghiurile de trecere, α 1 (în faţă) şi α 2 (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).
Fig.A1.9. Măsurarea unghiurilor de trecere în faţă şi în spate
Tabelul A1.3. Valorile medii ale unghiurilor de trecere pentru diferite tipuri de auovehicule
Tipul autovehiculului
α 1 [o]
α 2 [o]
Autoturisme
Autocamioane
Autobuze
Automobile cu capacitate mare
de trecere
20-30
40-60
10-40
minim45
15-20
25-40
6-20
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;
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
161
Fig.A1.10. Razele de viraj ale autovehiculului
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).
o
162
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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.
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
163
Fig.A1.11. Dimensiunile postului de conducere
Tabelul A1.4. Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducere
Nr.
crt.
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
Dimensiunea
Limita de modificare
Unghiul de înclinare spre înapoi, β [O]
Distanţa verticală de la punctul R la punctul călcâiului, HZ [mm]
Cursa orizontală a punctului R [mm]
Diametrul volanului, D [mm]
Unghiul de înclinare a volanului, α [O]
Distanţa orizontală între centrul volanului şi punctul călcâiului, WX
[mm]
Distanţa verticală între centrul volanului şi punctul călcâiului, WZ
[mm]
9…..33
130…..320
min. 130
330…..600
10…..70
660…..152
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
Fig.A1.12. Dimensiuni interioare ale autoturismelor
165
166
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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.
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
Fig.A1.14. Modul de amplasare a comenzilor manuale
167
168
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
170
Tabelul A1.5. Dimensiunile cabinei
Nr.
crt.
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
Denumirea
Dimensiuni
Distanţa de la punctul R la tapiseria acoperişului, h [mm]
Distanţa de la punctul R la punctul E, f [mm]
Adâncimea scaunului, B [mm]
Lăţimea pernei scaunului, A [mm]
Lăţimea interioară a cabinei, C [mm]
cu 1 loc
1000
495
400
450
cu 2 locuri
cu 3 locuri (cu cuşetă)
cu 3 locuri (fără cuşetă)
1250
1900
1750
Lăţimea de trecere la deschiderea uşii, r1, r2 [mm]
γ 1 , γ 2 [o ]
Unghiul dintre perna scaunului şi spătar, α 1 [o]
Unghiul dintre gambă şi talpa piciorului,
Distanţa de la axa pedalei de acceleraţie la peretele din partea
dreaptă, s [mm]
Distanţa de la axa pedalei de acceleraţie, la axa pedalei de frână, u
[mm]
Distanţa dintre axa pedalei de frână şi axa pedalei de ambreiaj, v [mm]
Distanţa de la axa pedalei de ambreiaj la peretele lateral, p [mm]
Distanţa de la axa de simetrie a scaunului conducătorului la:
axa pedalei de frână, l [mm]
axa pedalei de ambreiaj, j [mm]
750
250, 650
30, 90...110
95
80
110
150
110
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
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
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.
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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
1A
1B
1C
1D
Înălţimea
[mm]
2438
2438
2438
2438
Lăţimea
[mm]
2438
2438
2438
2438
Lungimea
[mm]
12192
9125
6058
2991
Masa brută
[kg]
30480
25400
20320
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
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
173
Tabelul A1.7. Dimeniunile transcontainerelor
Tipul
containerului
1A
1AA
1AX
1B
1BB
1BX
1C
1CC
1CX
1D
1DX
L
[mm]
12192
W
[mm]
2438
9125
2438
6058
2438
2991
2438
H
[mm]
2438
2591
2438
2438
2591
2438
2438
2591
2438
2438
2438
S
[mm]
11985
P
[mm]
2259
C1
[mm]
101,5
C2
[mm]
89
8918
2259
101,5
89
5853
2259
101,5
89
2787
2259
101,5
89
Fig.A1.21. Dimensiunile paletei ladă (boxpaleta)
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
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
Clasa I
Clasa II
Clasa III
Puterea
specifică
[CP/t]
10
12
15-18
Înalţimea
podelei [mm]
600
800-900
800-900
Felul
scaunelor
Netapisate
Bancă tapisată
Scaune pentru dormit
Gu/Go
1,1
0,8
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
Autobuze urbane
Capacitate medie
Clasic mare
½ etajat
1/1 etajat
Articulat
Ga
[daN]
Nr.
punţilor
Nr. de
locuri
Lungimea
totală
[m]
10.000
16.000
22.000
9.500
22.000
2
2
3
2
3
90
125
185
90
170
9,6
12
12
10,5
16,5
Locuri în
picioare
Locuri pe
scaune
2-3
3-3,5
2-2,5
0,2-0,4
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.
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
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
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.
Nr. de călători
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
176
numărul minim de trape de evacuare se alege conform tabelului
A1.11;
-
Tabelul A1.11. Alegerea numărului trapelor
Nr. de călători
< 50
>50
-
Nr.trapelor
1
2
dimensiunile minime ale diferitelor tipuri de ieşiri sunt prezentate
în tabelul A1.12;
Tabelul A1.12. Dimensiunile ieşirilor
Uşă de serviciu
Uşă de siguranţă
Fereastră de
siguranţă
Fereastră de
siguranţă situată
pe panoul spate
al autovehiculului
Trapă de
evacuare
-
Înălţime
[cm]
Lăţime
[cm]
Înălţime
[cm]
Lăţime
[cm]
Suprafaţă
[cm2]
Suprafaţă
[cm2]
Suprafaţa
deschiderii
[cm2]
Clasa I
180
Clasa II
Clasa III
Observaţii
165
Uşă simplă: 65
Uşă dublă: 120
Acestă
dimensiune poate
fi redusă cu 10
cm dacă
măsurarea se
face la înălţimea
mânerelor
125
55
4000
4000
În acestă
suprafaţă trebuie
să poată fi înscris
un dreptunghi de
50 cm x 70 cm
4000
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).
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
Fig.A1.23. Accesul la uşile de serviciu
Fig.A1.24. Accesul la uşile de siguranţă
177
178
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
Fig.A1.25. Dimensiunile culoarelor
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
Fig.A1.26. Dimensiunile treptelor pentru călători
179
180
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
Fig.A1.27. Lăţimea scaunelor călătorilor
Anexa. 1. Amenajarea interioară a autovehiculelor
Fig.A1.28. Spaţiul între scaune şi înălţimea pernelor
Fig.A1.29. Spaţiul pentru călătorii aşezaţi
181
Anexa. 2. Pneuri
Simbolul categoriei de viteze
F
G
J
K
L
M
N
P
Q
R
S
T
U
H
V
W
Tabelul A2.1. Simbolurile categoriei de viteze
Viteza maximă
[km/h]
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
200
210
240
270
Tabelul A2.2. Indicii capacităţii de sarcină folosiţi la anvelopele pentru autovehicule şi remorci
Masă
Indice
Masă
Indice
Masă
Indice
Masă
Indice
cap. de suportată cap. de suportată cap. de suportată cap. de suportată
[kg]
sarcină
[kg]
sarcină
[kg]
sarcină
[kg]
sarcină
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
Indice
cap. de
sarcină
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
183
Masă
suportată
[kg]
82,5
85
87,5
90
92,5
95
97,5
100
103
106
109
112
115
118
121
125
128
132
136
140
145
150
155
160
165
170
175
180
185
190
Indice
cap. de
sarcină
72
73
74
75
76
77
78
79
80
81
82
83
84
85
86
87
88
89
90
91
92
93
94
95
96
97
98
99
100
Masă
suportată
[kg]
355
365
375
387
400
412
425
437
450
462
475
487
500
515
530
545
560
580
600
615
630
650
670
690
710
730
750
775
800
Indice
cap. de
sarcină
122
123
124
125
126
127
128
129
130
131
132
133
134
135
136
137
138
139
140
141
142
143
144
145
146
147
148
149
150
Masă
suportată
[kg]
1500
1550
1600
1650
1700
1750
1800
1850
1900
1950
2000
2060
2120
2180
2240
2300
2360
2430
2500
2575
2650
2725
2800
2900
3000
3075
3150
3250
3350
Indice
cap. de
sarcină
172
173
174
175
176
177
178
179
180
181
182
183
184
185
186
187
188
189
190
191
192
193
194
195
196
197
198
199
200
Masă
suportată
[kg]
6300
6500
6700
6900
7100
7300
7500
7750
8000
8250
8500
8750
9000
9250
9500
9750
10000
10300
10600
10900
11200
11500
11800
12150
12500
12850
13200
13600
14000
Tabelul A2.3. Raportul dintre indicele de presiune şi unităţile de presiune
Indicele de presiune
Presiunea
Presiunea
(PSI)
[bar]
[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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
184
70
75
80
85
90
95
100
105
110
115
120
125
130
135
140
145
150
4,8
5,2
5,5
5,9
6,2
6,6
6,9
7,2
7,6
7,9
8,3
8,6
9,0
9,3
9,7
10,0
10,3
480
520
550
590
620
660
690
720
760
790
830
860
900
930
970
1000
1030
Tabelul A2.4. Mărimile şi dimensiunile principale ale anvelopelor diagonale
Lăţimea profilului
Diametrul
Specificarea mărimilor
Lăţimea jantei de
(balonajul)
exterior
măsurare
[mm]
[mm]
Cod
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
Specificarea mărimilor
6.00-15 L
Seria Super Low Section
155-13/6.15-13
165-13/6.45-13
175-13/6.95-13
155-14/6.15-14
165-14/6.45-14
175-14/6.95-14
185-14/7.35-14
195-14/7.75-14
Seria Ultra Low Section
5.9-10
6.5-13
6.9-13
7.3-13
Lăţimea jantei de
măsurare
Cod
4.5
Diametrul
exterior
[mm]
650
Lăţimea profilului
(balonajul)
[mm]
156
4.5
4.5
5
4.5
4.5
5
5.5
5.5
582
600
610
608
626
638
654
670
157
167
178
157
167
178
188
198
4
4.5
4.5
5
483
586
600
614
148
166
172
184
Tabelul A2.5. Mărimile şi dimensiunile principale ale anvelopelor radiale
Lăţimea profilului
Diametrul
Specificarea mărimilor
Lăţimea jantei de
(balonajul)
exterior
măsurare
[mm]
[mm]
Cod
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
Specificarea mărimilor
Lăţimea jantei de
Diametrul
Lăţimea profilului
măsurare
exterior
(balonajul)
Cod
[mm]
[mm]
125 R 10
3.5
459
127
145 R 10
4
492
147
125 R 12
3.5
510
127
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
186
Specificarea mărimilor
135 R 12
145 R 12
155 R 12
125 R 13
135 R 13
145 R 13
155 R 13
165 R 13
175 R 13
185 R 13
125 R 14
135 R 14
145 R 14
155 R 14
165 R 14
175 R 14
185 R 14
195 R 14
205 R 14
215 R 14
225 R 14
125 R 15
135 R 15
145 R 15
155 R 15
165 R 15
175 R 15
185 R 15
195 R 15
205 R 15
215 R 15
225 R 15
235 R 15
175 R 16
185 R 16
205 R 16
Lăţimea jantei de
măsurare
Cod
4
4
4.5
3.5
4
4
4.5
4.5
5
5.5
3.5
4
4
4.5
4.5
5
5.5
5.5
6
6
6.5
3.5
4
4
4.5
4.5
5
5.5
5.5
6
6
6.5
6.5
5
5.5
6
Diametrul
exterior
[mm]
522
542
550
536
548
566
578
596
608
624
562
574
590
604
622
634
650
666
686
700
714
588
600
616
630
646
660
674
690
710
724
738
752
686
698
736
Lăţimea profilului
(balonajul)
[mm]
137
147
157
127
137
147
157
167
178
188
127
137
147
157
167
178
188
198
208
218
228
127
137
147
157
167
178
188
198
208
218
228
238
178
188
208
Tabelul A2.7. Mărimile şi dimensiunile principale ale anvelopelor radiale. Serie 70
Lăţimea profilului
Diametrul
Specificarea mărimilor
Lăţimea jantei de
(balonajul)
exterior
măsurare
[mm]
[mm]
Cod
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
Specificarea mărimilor
145/70 R 12
155/70 R 12
165/70 R 12
175/70 R 12
145/70 R 13
155/70 R 13
165/70 R 13
175/70 R 13
185/70 R 13
195/70 R 13
205/70 R 13
145/70 R 14
145/70 R 14
155/70 R 14
165/70 R 14
175/70 R 14
185/70 R 14
195/70 R 14
205/70 R 14
215/70 R 14
225/70 R 14
235/70 R 14
245/70 R 14
155/70 R 15
165/70 R 15
175/70 R 15
185/70 R 15
195/70 R 15
205/70 R 15
215/70 R 15
225/70 R 15
235/70 R 15
245/70 R 15
Lăţimea jantei de
măsurare
Cod
4
4
4.5
5
4
4
4.5
5
5
5.5
5.5
4
4
4.5
5
5
5.5
5.5
6
6
6.5
6.5
4
4
4.5
5
5
5.5
5.5
6
6
6.5
6.5
Diametrul
exterior
[mm]
512
524
544
552
538
550
568
580
598
608
625
564
576
592
606
624
636
652
665
677
694
705
590
602
618
632
648
656
669
682
696
712
720
Lăţimea profilului
(balonajul)
[mm]
144
151
165
176
144
151
165
176
186
197
204
144
151
165
176
186
197
206
217
225
239
243
144
151
165
176
186
197
202
213
220
234
239
Tabelul A2.8. Mărimile şi dimensiunile principale ale anvelopelor radiale. Serie 60
Lăţimea profilului
Diametrul
Specificarea mărimilor
Lăţimea jantei de
(balonajul)
exterior
măsurare
[mm]
[mm]
Cod
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
188
Specificarea mărimilor
215/60 R 13
225/60 R 13
235/60 R 13
165/60 R 14
175/60 R 14
185/60 R 14
195/60 R 14
205/60 R 14
215/60 R 14
225/60 R 14
235/60 R 14
245/60 R 14
265/60 R 14
185/60 R 15
195/60 R 15
205/60 R 15
215/60 R 15
225/60 R 15
235/60 R 15
255/60 R 15
205/60 R 16
215/60 R 16
225/60 R 16
235/60 R 16
Lăţimea jantei de
măsurare
Cod
6
6.5
6.5
5
5.5
5.5
6
6
6
6
6.5
6.5
7
5.5
6
6
6
6.5
6.5
7
6
6
6
6.5
Diametrul
exterior
[mm]
594
602
614
554
562
574
590
604
610
620
630
642
670
600
616
630
638
652
664
688
654
662
672
684
Lăţimea profilului
(balonajul)
[mm]
218
230
235
167
178
188
198
208
215
220
231
237
260
188
198
208
216
230
236
255
208
215
226
232
Tabelul A2.9. Dimensiunile principale ale anvelopelor radiale High Flotation
Specificarea mărimilor
Lăţimea jantei de
Diametrul
Lăţimea profilului
măsurare
exterior
(balonajul)
Cod
[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
Diametrul
Lăţimea profilului
măsurare
exterior
[mm]
sau [ţoli]
[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
7.50 R 16
7.50 R 17
7.50 R 20
8.25 R 16
8.25 R 17
8.25 R 20
9.00 R 16
9.00 R 20
10.00 R 20
10.00 R 22
11.00 R 16
11.00 R 20
11.00 R 22
11.00 R 24
12.00 R 20
12.00 R 22
12.00 R 24
13.00 R 20
14.00 R 20
14.00 R 22
Lăţimea jantei de
măsurare
sau [ţoli]
6.00
6.00
6.00
6.50
6.50
6.50
6.50
7.00
7.50
7.50
6.50
8.00
8.00
8.00
8.50
8.50
8.50
9.00
10.00
10.00
Diametrul
exterior
[mm]
802
852
928
860
886
962
912
1018
1052
1102
980
1082
1132
1182
1122
1174
1226
1176
1238
1290
Lăţimea profilului
[mm]
210
210
210
230
230
230
246
258
275
275
279
286
286
286
313
313
313
336
370
370
Tabelul A2.11. Pneuri diagonale montate pe jante înclinate la 5′ sau jante cu baza plată
Dimensiunile pneului
Lăţimea jantei de
Diametrul
Lăţimea profilului
măsurare
exterior
[mm]
[ţoli]
[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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
190
Dimensiunile pneului
12.00-24
13.00-20
14.00-20
14.00-22
14.00-24
15.00-20
16.00-20
Lăţimea jantei de
măsurare
[ţoli]
8.50
9.00
10.00
10.00
10.00
11.25
13.00
Diametrul
exterior
[mm]
1220
1170
1238
1290
1340
1295
1370
Lăţimea profilului
[mm]
312
342
375
375
375
412
446
Tabelul A2.12. Pneuri radiale montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 15′
Dimensiunile pneului
Lăţimea jantei de
Diametrul
Lăţimea profilului
măsurare
exterior
[mm]
[ţoli]
[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 15′
Dimensiunile pneului
Diametrul
Dimensiunile
Diametrul exterior
exterior
pneului
[mm]
[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
67
68
69
70
71
72
73
74
75
76
77
78
79
80
81
82
83
84
85
86
87
88
89
90
91
92
93
94
Diametrul
exterior
[mm]
108
109
110
111
112
113
114
115
116
117
118
119
120
121
122
123
124
125
126
127
128
129
130
131
132
133
134
135
Dimensiunile
pneului
Diametrul exterior
[mm]
143
144
145
146
147
148
149
150
151
152
153
154
155
156
157
158
159
160
161
162
163
164
165
166
167
168
169
170
173
174
175
176
177
178
179
180
181
182
183
184
185
186
187
188
189
190
191
192
193
194
195
196
197
198
199
200
Tabelul A2.14. Pneuri radiale „Wide base” montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 15′
Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de
Diametrul
Lăţimea profilului
măsurare
exterior
[mm]
[ţoli]
[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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
192
Tabelul A2.15. Pneuri diagonale „Wide base” montate pe jante „Drop center” (D.C.) la 15′
Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de
Diametrul
Lăţimea profilului
măsurare
exterior
[mm]
[ţoli]
[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
Lăţimea profilului
Diametrul
Dimensiunile pneului
Lăţimea jantei de
[mm]
exterior
măsurare
[mm]
[ţoli]
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 15′
Lăţimea profilului
Diametrul
Dimensiunile pneului Lăţimea jantei de
[mm]
exterior
măsurare
[mm]
[ţoli]
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 15′
Diametrul exterior
Lăţimea profilului
Dimensiunile pneului
Lăţimea jantei
[mm]
[mm]
de măsurare
[ţoli]
12/80 R 22.5
9.00
1046
305
Dimensiunile pneului
6.00 R 16 C
Tabelul A2.19. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare uşoare montate
pe jante cu diametrul la 16′ şi mai mare
Lăţimea profilului
Diametrul
Lăţimea jantei de
[mm]
exterior
măsurare
[mm]
[ţoli]
4.50
728
170
Pneuri
193
Dimensiunile pneului
6.00 R 18 C
6.50 R 16 C
6.50 R 17 C
6.50 R 17 LC
6.50 R 20 C
7.00 R 16 C
7.50 R 16 C
7.50 R 17 C
Lăţimea jantei de
măsurare
[ţoli]
4.00
4.50
4.50
4.50
5.00
5.50
6.00
6.00
Diametrul
exterior
[mm]
782
742
772
726
860
778
802
852
Lăţimea profilului
[mm]
165
176
176
166
181
198
210
210
Tabelul A2.20. Pneuri diagonale pentru vehicule utilitare uşoare montate
pe jante cu diametrul la 16′ şi mai mare
Dimensiunile pneului
Lăţimea jantei
Diametrul
Lăţimea profilului
de măsurare
exterior
[mm]
[ţoli]
[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 12′′ − 15′′ )
Lăţimea profilului
Diametrul
Dimensiunile pneului
Lăţimea jantei
[mm]
exterior
de măsurare
[mm]
[ţoli]
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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
194
Dimensiunile pneului
7.50 R 14 C
Dimensiunile pneului
7 R 17.5 C
8 R 17.5 C
Lăţimea jantei
de măsurare
[ţoli]
5.50
Diametrul
exterior
[mm]
686
Lăţimea profilului
[mm]
195
Tabelul A2.22. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare uşoare montate
pe jante „Drop center” (D.C.) la 15′′
Lăţimea profilului
Diametrul
Lăţimea jantei
[mm]
exterior
de măsurare
[mm]
[ţoli]
5.25
752
185
6.00
784
208
Tabelul A2.23. Pneuri diagonale pentru vehicule utilitare uşoare montate
pe jante „Drop center” (D.C.) la 5′ (Diametrul jantei 12′′ − 15′′ )
Dimensiunile pneului
5.20-12 C
5.60-12 C
5.60-13 C
5.90-13 C
5.90-14 C
5.90-15 C
6.40-13 C
6.40-14 C
6.40-15 C
6.40-16 C
6.70-13 C
6.70-14 C
6.70-15 C
5.50-12 C
6.00-12 C
6.00-14 C
6.50-14 C
6.50-15 C
7.00-14 C
7.50-14 C
7.00-15 C
7.50-15 C
125-12 C
165-15 C
Diametrul
Lăţimea jantei de
exterior
măsurare
[mm]
[ţoli]
Serii „superbalon”
3.50
560
4.00
572
4.00
598
4.50
616
4.50
642
4.50
668
5.00
640
5.00
666
5.00
692
4.50
748
5.00
662
5.00
688
5.00
712
Serii „secţiune joasă”
4
552
4.50
574
4.50
626
5
650
5.50
676
5.50
668
5
692
Serii „balon”
5.50
752
6.00
780
Serii „milimetric”
3.50
514
4.50
652
Lăţimea profilului
[mm]
136
148
148
158
158
158
172
172
172
172
180
180
180
142
158
158
172
172
182
192
198
210
127
167
Pneuri
195
Dimensiunile pneului
185-14 C
195-14 C
245-16 C
17-15 C
17-380 C
17-400 C
19-400 C
21-400 C
Lăţimea jantei de
măsurare
[ţoli]
5.50
5.50
7.00
5.00
Diametrul
exterior
[mm]
654
670
798
678
Lăţimea profilului
[mm]
19 x 400 mm
19 x 400 mm
19 x 400 mm
702
736
772
186
200
216
188
198
248
178
Tabelul A2.24. Pneuri radiale pentru vehicule utilitare uşoare montate
pe jante “Drop center” (D.C.) la 5′ – Serie milimetrică
Dimensiunile pneului
125 R 12 C
125 R 13 C
125 R 14 C
125 R 15 C
135 R 12 C
135 R 13 C
135 R 14 C
135 R 15 C
145 R 10 C
145 R 12 C
145 R 13 C
145 R 14 C
145 R 15 C
155 R 12 C
155 R 13 C
155 R 14 C
155 R 15 C
155 R 16 C
165 R 13 C
165 R 14 C
165 R 15 C
165 R 16 C
175 R 13 C
175 R 14 C
175 R 15 C
175 R 16 C
185 R 13 C
185 R 14 C
185 R 15 C
Lăţimea jantei de
măsurare
[ţoli]
3.50
3.50
3.50
3.50
4.00
4.00
4.00
4.00
4.00
4.00
4.00
4.00
4.00
4.50
4.50
4.50
4.50
4.50
4.50
4.50
4.50
4.50
5.00
5.00
5.00
5.00
5.50
5.50
5.50
Diametrul
exterior
[mm]
510
536
562
588
522
548
574
600
492
542
566
590
616
550
578
604
630
656
596
622
646
672
608
634
660
684
624
650
674
Lăţimea profilului
[mm]
127
127
127
127
137
137
137
137
147
147
147
147
147
157
157
157
157
157
167
167
167
167
178
178
178
178
188
188
188
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
196
Dimensiunile pneului
185 R 16 C
195 R 14 C
195 R 15 C
195 R 16 C
205 R 14 C
205 R 15 C
205 R 16 C
215 R 14 C
215 R 15 C
215 R 16 C
225 R 14 C
225 R 15 C
225 R 16 C
235 R 14 C
235 R 15 C
235 R 16 C
17 R 15 C
17 R 380 C
17 R 400 C
19 R 400 C
Dimensiunile pneului
10.5-18 MPT
10.5-20 MPT
12.5-18 MPT
12.5-20 MPT
14.5-20 MPT
14.5-20 MPT
7.5-18 MPT
Dimensiunile pneului
10.5 R 20 MPT
12.5 R 20 MPT
14.5 R 20 MPT
14.5 R 24 MPT
Lăţimea jantei de
măsurare
[ţoli]
5.50
5.50
5.50
5.50
6.00
6.00
6.00
6.00
6.00
6.00
6.50
6.50
6.50
6.50
6.50
6.50
5.00
Diametrul
exterior
[mm]
700
666
690
716
686
710
736
700
724
750
714
738
764
728
752
778
678
Lăţimea profilului
[mm]
19 x 400 mm
19 x 400 mm
698
728
186
200
188
198
198
198
208
208
208
218
218
218
228
228
228
238
238
238
178
Tabelul A2.25. Pneuri diagonale „Wide base” pentru vehicule utilitare
(în afara sectoarelor Drumuri şi Agricol)
Lăţimea jantei de
Diametrul
Lăţimea profilului
măsurare
exterior
[mm]
[ţoli]
[mm]
9
905
270
9
955
270
11
990
325
11
1040
325
11
1095
355
11
1195
355
5.50
885
208
Tabelul A2.26. Pneuri radiale „Wide base” pentru vehicule utilitare
(în afara sectoarelor Drumuri şi Agricol)
Lăţimea jantei de
Diametrul
Lăţimea profilului
măsurare
exterior
[mm]
[ţoli]
[mm]
9
955
276
11
1040
330
11
1095
362
11
1195
362
Pneuri
197
Dimensiunile pneului
5.00 R 8
6.00 R 9
7.00 R 12
7.50 R 15
8.25 R 15
10.00 R 15
Dimensiunile pneului
6.00-9
7.00-12
7.00-15
8.25-15
10.00-15
Lăţimea jantei de
măsurare
[ţoli]
3.00
4.00
5.00
6.00
6.50
7.50
Tabelul A2.27. Pneuri radiale pentru remorci joase
Lăţimea profilului
Diametrul
[mm]
exterior
[mm]
467
132
540
160
672
192
772
212
836
234
918
275
Tabelul A2.28. Pneuri diagonale pentru remorci joase
Lăţimea profilului
Diametrul
Lăţimea jantei de
[mm]
exterior
măsurare
[mm]
[ţoli]
4.00
540
160
5.00
672
192
5.0
746
192
6.00
772
212
6.50
836
234
Tabelul A2.29. Pneuri diagonale din seria 75 montate pe jante cu baza plată la 15′
Lăţimea profilului
Diametrul
Dimensiunile pneului
Lăţimea jantei de
[mm]
exterior
măsurare
[mm]
[ţoli]
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
Dimensiunile pneului
Lăţimea jantei
Diametrul
Lăţimea profilului
de măsurare
exterior
[mm]
[ţoli]
[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
DINAMICA AUTOVEHICULELOR – Indrumar de proiectare
198
Dimensiunile pneului
16 x 6 – 8
18 x 7 – 8
21 x 4
21 x 8 – 9
23 x 9 – 10
22 x 41/2
23 x 5
25 x 6
27 x 6
27 x 10 – 12
28 x 6
29 x 9 – 15
29 x 7
29 x 8
9.00-15
2.50-15
3.00-15
6.50 R 10
7.00 R 15
7.50 R 10
15 x 41/2 R 8
16 x 6 R 8
18 x 7 R 8
560 x 165 R 11
680 x 180 R 15
Lăţimea jantei
de măsurare
[ţoli]
4.33
4.33
2.32
6.00
6.50
3.11
3.75
3.75
4.33
8.00
3.75
7.00
5.00
6.00
6.00
7.50
8.00
5.00
5.50
5.50
3.25
4.33
4.33
5.00
5.00
Diametrul
exterior
[mm]
425
462
565
535
595
595
635
680
758
690
760
707
809
809
840
735
840
588
746
645
385
425
462
560
680
Lăţimea profilului
[mm]
152
173
113
200
225
132
155
170
188
255
170
216
211
243
249
250
300
177
197
207
122
152
173
175
189
Tabelul A2.31. Variaţia sarcinii în funcţie de viteză la pneurile
radiale şi diagonale pentru autovehicule utilitare
Viteza
[km/h]
0
5
10
15
20
25
30
35
40
Variaţii ale capacităţii de transport
Toţi indicatorii de încărcare
Indicatorul de
încărcare ≥ 122
F
vezi
coloana
J
Categoria de viteză
G
J
K
+160
vezi
vezi
coloana +110 coloana
J
J
+80
+65
+50
+36
+25
+18
+15
Categoria de viteză
L
M
vezi
vezi
coloana coloana
J
J
Indicatorul de
încărcare
< 121
Categoria de viteză
L
M
N
P
+110
+80
+75
+60
+50
+42
+35
+29
+25
Pneuri
199
Viteza
[km/h]
Variaţii ale capacităţii de transport
Toţi indicatorii de încărcare
Indicatorul de
încărcare ≥ 122
F
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
115
120
125
130
135
140
145
150
155
160
+7,5
+8,0
+2,5
0
-3
-6
-10
-15
Categoria de viteză
G
J
+13
+12
+11
+10
+8,5
+7
+5,5
+4,0
+2,0
+3,0
0
+2,0
-2,5
+1,0
-6
0
-8
-2
-13
-4
-7
-12
K
0
0
-3
-7
Categoria de viteză
L
M
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
Indicatorul de
încărcare
< 121
Categoria de viteză
L
M
N
P
+22
+20
+17,5
+15,0
+13,5
+12,5
+11,0
+10,0
+8,5
+7,5
+6,5
+5
+3,75
+2,5
+1,25
0
-2,5
0
0
0
-5
0
0
0
-7,5
0
0
2,5
-10
-5
0
0
0
7,5 2,5
-6
0
10
7,5 2,5
-5
10