5

1. INTRODUCERE

1.1. GENERALITĂȚI PRIVIND AUTOVEHICULELE RUTIERE

1.1.1. Clasificarea autovehiculelor rutiere Autovehiculul este un vehicul1 autopropulsat, ce se poate deplasa pe drum sau pe teren neamenajat. Autovehiculul se poate deplasa pe roți, șenile, patine etc. Autovehiculele rutiere sunt în general autovehicule pe roți, care sunt suspendate elastic pe cel puțin trei roți. Autovehiculele rutiere se utilizează pentru transportul persoanelor și/sau a mărfurilor, precum și pentru tractarea unor vehicule ce nu sunt prevăzute cu motor propriu. Autovehiculele pe roți, carosate, se numesc automobile. Autovehiculele rutiere pot fi clasificate după destinație, particularitățile constructive și capacitatea de trecere. După destinație, autovehiculele se împart în: • autovehicule pentru transportul persoanelor; • autovehicule pentru transportul mărfurilor; • autovehicule speciale.

În funcție de unele particularități constructive, autovehiculele rutiere se diferențiază după tipul motorului și după tipul transmisiei. Astfel, autovehiculele pot fi cu motor termic, cu motor electric sau hibride.

După tipul transmisiei, autovehiculele rutiere sunt: • cu transmisie mecanică (în trepte sau continuă); • cu transmisie hidraulică; • cu transmisie electrică; • cu transmisie mixtă (hidromecanică, electromecanică).

În funcție de capacitatea de trecere, autovehicule rutiere se împart în: • autovehicule având capacitate de trecere normală, care se pot deplasa pe

drumuri amenajate sau neamenajate, cu suprafață tare, nedeformabilă; • autovehicule având capacitate ce trecere mărită, care se pot deplasa pe orice

tip de teren. Autovehiculele destinate transportului de persoane pot fi autoturisme,

autobuze sau automobile de performanță. Autoturismele sunt destinate transportului a cel mult 8 persoane, ele

putând fi clasificate (în principal) în funcție de tipul caroseriei și de tipul motorului termic.

Caroseriile utilizate pentru autoturisme pot fi: • închise (coach, cupeu, berlină); • deschise (roadster, roadster faeton);

1 vehicul: mijloc de transport pe o cale de comunicație terestră, aeriană etc. (conform DEX).

6

• transformabile (cabriolet, berlină decapotabilă). În funcție de capacitatea cilindrică a motorului termic, autoturismele pot

fi: • foarte mici (microturisme) – capacitate cilindrică sub 600 cm3; • mici – având capacitatea cilindrică cuprinsă între 600 și 1300 cm3; • mijlocii - capacitate cilindrică între 1300 și 2500 cm2; • mari - capacitate cilindrică peste 2500 cm3.

Autobuzele au o capacitate de transport de cel puțin 8 persoane. În funcție de numărul de lucuri pe scaune, autobuzele pot fi: • microbuze – cu 8…14 locuri; • autobuze mici – cu 14…30 locuri; • autobuze mijlocii – cu 30…50 locuri; • autobuze mari – cu peste 50 locuri.

După destinația lor, autobuzele se clasifică în: • autobuze urbane – sunt prevăzute cu mai puține locuri pe scaune și cu două

sau mai multe uși de acces, situate pe partea dreaptă; • autobuze interurbane – sunt destinate transportului de persoane între

localitățile suburbane și orașe; au un număr mai mare de locuri pe scaune, 1…2 uși pe partea dreaptă și eventual o ușă pe partea stângă (pentru șofer);

• autobuze turistice – se caracterizează printr-un grad mai ridicat de confort, suprafețe vitrate mai mari etc.;

• autocare – sunt destinate transportului internațional și au dotări corespunzătoare deplasărilor pe distanțe mari (aer condiționat, toaletă etc.).

În funcție de numărul platformelor pentru pasageri, autobuzele pot fi: • cu o platformă; • cu două platforme (etajate); • cu o platformă și jumătate (articulate).

În funcție de poziția motorului, autobuzele sunt: • cu capotă, la care motorul se găsește în afara caroseriei; acest tip este rar

utilizat în prezent deoarece are o suprafață utilă mică; • tip vagon, la care motorul este montat în interiorul caroseriei; în cazul în care

motorul este montat în partea din față, suprafața utilă reprezintă aproximativ 90...96% din suprafața de gabarit, ajungându-se însă până la un grad de utilizare a suprafeței de gabarit de 96...98% pentru cazul în care motorul este amplasat sub podeaua salonului.

Automobilele de performanță sunt destinate obținerii unor caracteristici dinamice deosebite, având unul sau două locuri și caroserie deschisă sau închisă. Principalul criteriu de clasificare a autovehiculelor destinate transportului mărfurilor îl constituie sarcina utilă; din acest punct de vedere se deosebesc următoarele tipuri de autovehicule: • autofurgonete – au sarcina utilă de până la 1000 daN, caroserie închisă și

cabină separată; • autofurgoane – au sarcina utilă de până la 1500 daN, caroserie închisă și

7

cabină separată; • autocamionete – au sarcina utilă de până la 2000 daN, caroserie deschisă

(platforma pentru mărfuri) și cabină separată; • autocamioane – au sarcina utilă cuprinsă între 2000 și 15000 daN, caroserie

deschisă și cabină separată. În funcție de poziția cabinei față de puntea din față, se pot întâlni

următoarele variante: • cabină retrasă în spatele punții din față; în acest caz motorul este plasat

înaintea punții față; • cabină avansată, situată deasupra punții din față și a motorului; în acest caz se

utilizează mai bine gabaritul longitudinal, existând mai mult spațiu disponibil pentru marfa ce trebuie transportată. Cabinele de acest tip pot fi montate fix pe cadru sau pot fi rabatabile, permițând astfel accesul ușor la motor; toate comenzile folosesc în acest caz conducte flexibile, iar volanul utilizează transmisii cardanice.

După forma exterioară, cabinele autocamioanelor pot fi: • obișnuite, cu capotă lungă, la care motorul este plasat în fața cabinei, înaintea

punții din față; • cu capotă scurtă, la care motorul este așezat parțial în cabină, deasupra punții

față; • fără capotă, la care motorul este plasat integral în cabină sau sub cabină,

deasupra punții față. Autovehiculele speciale sunt destinate executării anumitor lucrări sau

sunt specializate pentru anumite transporturi. 1.1.2. Soluții de organizare a autovehiculelor rutiere

Construcția autovehiculului conține următoarele subansambluri: • motorul - reprezintă sursa energetică; • transmisia - asigură transmiterea puterii de la motor la roțile motoare,

realizând modificarea și repartizarea cuplului. Transmisia mecanică este formată din ambreiaj, cutie de viteze, amplificator de cuplu, transmisie centrală, diferențial, transmisii finale (la tractoare) și roți motoare.

• sistemul de rulare - realizează sprijinirea elastică a autovehiculului pe sol și transformă mișcarea de rotație în mișcare de translație, pentru a permite deplasarea. Sistemul de rulare este format din punți (față și spate), suspensie, cadru și roți.

• sistemele de conducere - formate din mecanismul de direcție și sistemul de frânare.

• caroseria - este amenajată pentru transportul și protejarea persoanelor și a mărfurilor precum și pentru instalarea unor echipamente, asigurând totodată forma estetică a autovehiculului precum și reducerea rezistenței aerodinamice.

• instalații auxiliare și dispozitive speciale - măresc siguranța în circulație, confortul și capacitatea de lucru.

8

În funcție de numărul de roți (motoare și nemotoare), sau, altfel zis, în funcție de numărul de punți, autovehiculele se împart în: • autovehicule cu două punți, care se întâlnesc în variantele 4x2 (două roți

motoare - față sau spate) și 4x4 (tracțiune pe toate roțile, la autovehiculele cu capacitate de trecere mărită);

• autovehicule cu trei punți (una în față, două în spate), care se întâlnesc în variantele 6x2, 6x4 și 6x6. Pentru primele două variante, tracțiunea este asigurată de una sau de ambele punți din spate.

• autovehicule cu patru punți (două în față, două îm spate), care se întâlnesc în variantele 8x4 sau 8x8.

În ceea ce privește amplasarea motorului, se folosesc următoarele soluții: • în față, la autoturisme; • în spate, la autoturisme și autobuze; • între cabină și platforma pentru mărfuri, la autocamioane; • sub podeaua cabinei, la autobuze. Ansamblul format din motor, transmisie și roțile motoare formează echipamentul de tracțiune. Compunerea și dispunerea elementelor echipamentului de tracțiune constituie una din principalele probleme ce trebuie soluționată de către proiectant. a) La autoturisme, echipamentul de tracțiune poate fi repartizat după una din următoarele soluții: • soluția clasică; • soluția "totul în spate"; • soluția "totul în față". Soluția clasică presupune amplasarea motorului în partea din față, în timp ce puntea din spate este cea motoare. Această soluție permite o elasticitate mai mare în organizarea construcției autoturismului. Avantajele acestei soluții sunt date de încărcarea mai uniformă a punților autovehiculului, uzura uniformă a pneurilor, ușurința intervențiilor în cazul unor reparații. Nu în ultimul rând, soluția clasică permite utilizarea unei cutii de viteze cu trei arbori, prevăzută cu priză directă efectivă (cuplare directă a arborelui de intrare cu cel de ieșire, fără folosirea unei transmisii prin roți dințate).

Soluția clasică prezintă însă dezavantaje legate de reducerea stabilității autovehicolului prin ridicarea centrului de greutate, de realizarea unei greutăți pe puntea motoare mai mică decât în cazul celorlalte soluții, de apariția vibrațiilor produse de transmisia longitudinală precum și de costurile mai ridicate presupuse de legătura dintre motor și puntea motoare. Soluția "totul în față" implică gruparea motorului și transmisiei în partea din față a autovehiculului, roțile de direcție fiind în același timp și roți motoare. Principalul avantaj al acestei soluții este dat de stabilitatea mărită la deplasarea în linie dreaptă sub acțiunea vântului lateral și în viraje. Din fig. 1.1a se observă că la autovehiculele realizate după această soluție (la care unghiul de derivă al punții față este mai mare decât cel al punții spate - caracter subvirator), rezultanta (Fcy) a

9

forței centrifuge tinde să anuleze acțiunea forței laterale (Fy), autovehiculul tinzând săși păstreze traiectoria rectilinie, în timp ce pentru celelalte soluții (fig. 1.1b), rezultanta (Fcy) se adună cu forța datorată vântului lateral, modificând traiectoria autovehiculului.

În același timp, soluția “totul în față” asigură o utilizare mai eficientă a volumului total al caroseriei, creșterea stabilității prin coborârea centrului de greutate (datorată lipsei transmisiei prin arbore cardanic, existentă la soluția clasică), o legătură simplă între motor și elementele transmisiei. Pe de altă parte, datorită faptului că roțile din față sunt atât motoare cât și de direcție, uzura pneurilor acestora crește; în plus, la urcarea pantelor, roțile din față se descarcă dinamic, fapt care conduce la scăderea aderenței acestora la sol. Transmiterea mișcării la roțile din față presupune utilizarea unor soluții constructive mai scumpe.

Fig. 1.1 – Influența soluției de organizare a echipamentului de tracțiune asupra

stabilității a-soluția “totul în față”; b-soluția clasică sau “totul în spate”

C-centrul de greutate; Fy-forța laterală; Fc-forța centrifugă; Fcy-componenta transversală a forței centrifuge.

În cadrul acestei soluții de organizare a echipamentului de tracțiune,

motorul poate fi dispus longitudinal sau transversal, varianta ultimă asigurând obținerea unei construcții mai compacte a autovehiculului. Soluția "totul în spate" presupune gruparea echipamentului de tracțiune în partea din spate a autovehiculului, avantajul principal fiind legat de creșterea încărcării dinamice a punții spate la urcarea pantelor, cu creșterea corespunzătoare a aderenței roților motoare la sol. De asemenea se asigură coborârea centrului de greutate, însoțită de creșterea stabilității. Unul din cele mai importante dezavantaje ale acestei variante este dat de caracterul supravirator al autovehiculului, ceea ce conduce la o instabilitatea acestuia în viraje, în special în condiții de aderență scăzută. {i în acest caz, motorul poate fi amplasat longitudinal sau transversal, cea de a doua variantă reducând, într-o anumită măsură, instabilitatea în timpul deplasării. b) La autobuze, puntea motoare este cea din spate, în timp ce motorul poate fi dispus în partea din față, sub podea sau în partea din spate. Soluția motorului dispus în partea din față este rar utilizată în prezent datorită, pe de o parte, complicării sistemului de transmitere a mișcării la roți, iar,

10

pe de altă parte, pericolului prezentat de eventualele scăpări de gaze de eșapament. În cazul amplasării motorului sub podea, se asigură cel mai bun grad de utilizare a suprafeței ocupate (96...98%), precum și o repartizare mai uniformă a sarcinii pe punți; pe de altă parte, capacitatea de trecere scade, iar accesul la motor este mai greoi. Atunci când motorul este amplasat în partea din spate a autobuzului, acesta poate fi dispus longitudinal sau transversal. c) La autocamioane, puntea motoare este de asemenea cea din spate. Motorul poate fi amplasat în fața cabinei, în sau sub cabină, între cabină și platforma destinată transportului de mărfuri sau între punți. Amplasarea motorului în fața cabinei (cabină cu capotă lungă) ușurează accesul, dar reduce gradul de utilizare a lungimii totale a autocamionului. Atunci când motorul este amplasat parțial în cabină (cabina cu capotă scurtă) sau sub cabină (cabina avansată), se asigură o utilizare mai eficientă a lungimii, dar accesul la motor se face mai greu. Amplasarea motorului sub cadru, între punți, conduce la micșorarea capacității de trecere a autocamionului.

1.2. GENERALITĂȚI PRIVIND TRACTOARELE

1.2.1. Clasificarea tractoarelor Tractoarele sunt autovehicole pe roți sau pe șenile destinate executării unor lucrări agricole, de transport, de construcții etc., prin intermediul utilajelor cu care lucrează în agregat. Clasificarea tractoarelor se poate face după destinație, tipul sistemului de rulare, tipul motorului cu care sunt echipate, puterea acestui motor, valoarea forței nominale de tracțiune etc. În funcție de destinație, tractoarele pot fi: • tractoare agricole (universale, specializate, șasiuri autopropulsate); • tractoare industriale; • tractoare pentru transport (rutiere). Tractoarele agricole universale sunt tractoare pe roți și se folosesc la executarea principalelor lucrări agricole (arat, cultivație totală, grăpat, semănat, recoltat etc.) și la lucrări de întreținere a culturilor prășitoare, la efectuarea unor transporturi cu remorci agricole etc. Ele au lumina de la sol mare (400 ... 750 mm), adeseori reglabilă, sunt prevăzute cu o gamă largă de viteze, iar ecartamentul roților este reglabil. Tractoarele agricole specializate pot fi pe roți sau pe șenile și, prin caracteristicile lor constructive și funcționale, sunt destinate pentru mecanizarea lucrărilor la o anumită cultură sau în anumite condiții specifice de lucru. Astfel, după cultura la care sunt destinate și condițiile de lucru, se deosebesc: • Tractoare viticole care pot lucra printre rândurile de viță-de-vie sau prin

încălecarea acestor rânduri. Tractoarele viticole care se lucrează deplasându-se printre rândurile de

11

plante pot fi pe roți sau pe șenile. Ele sunt de lățime mică (800 ... 1100 mm) și, pentru a avea o bună stabilitate la lucrul pe terenuri în pantă, sunt caracterizate printr-o lumină de la sol mică și o înălțime mică față de sol a centrului de greutate.

Tractoarele viticole care se deplasează încălecând rândurile de viță de vie sunt denumite și tractoare viticole încălecătoare; se folosesc la mecanizarea lucrărilor în plantațiile viticole cu distanțe mici între rândurile de plante (0,90 ... 1,20 m) și cu plante de talie joasă, în școlile de viță de vie și pepiniere pomicole. Caracteristica lor principală este lumina de la sol mare, reglabilă în limitele 1200 ... 1800 mm.

• Tractoarele pentru pomicultură pot fi pe roți sau pe șenile și se folosesc pentru mecanizarea lucrărilor în livezi, în care scop au înălțime redusă, pentru a se putea deplasa cât mai aproape de axa rândurilor de pomi; centrul de greutate este coborât pentru a fi asigurată stabilitatea pe terenurile în pantă sau accidentate.

• Tractoarele legumicole se întâlnesc numai ca tractoare pe roți. Lumina la sol mare (până la 1200 mm), ecartamentul roților reglabil, gama largă de viteze de deplasare, posibilitatea deplasării cu viteze sub 1 km/h și echiparea lor cu anvelope de lățime mică, fac posibilă folosirea acestor tractoare la lucrări de plantare, întreținere, recoltare etc. a culturilor legumicole.

• Tractoarele pentru pante în majoritatea cazurilor sunt tractoare pe șenile, au ecartamentul mare și centrul de greutate coborât, caracteristici constructive care le asigură o bună stabilitate la lucrările pe terenuri în pantă.

• Tractoarele pentru terenuri mlăștinoase sunt prevăzute cu șenile sau cu roți cu pneuri, cu suprafață foarte mare de contact cu solul, obținându-se astfel o aderență corespunzătoare și o presiune mică pe sol (0,08 - 0,1 daN/cm2), condiții necesare pe aceste terenuri. Unele tractoare din această categorie au carcasa etanșă și mijloace de propulsie pe apă (tractoare amfibii).

Șasiurile autopropulsate sunt tractoare speciale pe roți la care, în mod obișnuit, motorul cât și transmisia sunt grupate în partea din spate, astfel încât cadrul, între roțile din spate și cele din față, este liber. Pe acest cadru se pot monta diferite organe active, mașini purtate, bena sau platforma pentru transportul materialelor etc. Tractoarele industriale sunt echipate, de cele mai multe ori, cu motor de putere mare și se folosesc la lucrări de nivelare, scarificare, defrișare, terasare, încărcare, descărcare ș.a. Ele pot fi pe roți sau pe șenile. Tractoarele rutiere se folosesc în agregat cu remorcile pentru transportul materialelor, sunt prevăzute cu roți cu pneuri și au viteze de deplasare până la 60 km/h. Dispun de asemenea și de o instalație adecvată de semnalizare optică și acustică pentru siguranța circulației pe drumurile publice, au suspensia îmbunătățită și sunt prevăzute cu un sistem corespunzător de frânare. După tipul sistemului de rulare, tractoarele pot fi pe roți, pe șenile și pe semișenile.

• Tractoarele pe roți la rândul lor pot fi cu o singură punte, respectiv cu două roți - numite și motocultoare sau tractoare monoaxe - sau cu două punți, deci cu patru roți, toate patru sau numai două din ele fiind roți motoare (cu două sau cu o

12

singură punte motoare).

• Tractoarele cu șenile se întâlnesc ca tractoare de destinație generală sau ca tractoare specializate. Şenila conferă tractoarelor respective o aderență mai bună cu solul și posibilitatea folosirii pe terenuri umede, accidentate sau în pantă.

• Tractoarele cu semișenile provin din modificarea tractoarelor pe roți. Ele sunt prevăzute în partea din față cu două roți de sprijin și de direcție, iar la partea posterioară cu șenile. Prin aceasta se îmbunătățește aderența și se mărește posibilitatea folosirii lor pe terenuri umede, nisipoase etc.

După tipul motorului, tractoarele pot fi echipate cu: • motoare termice cu ardere internă; • motoare electrice, alimentate fie de la baterii de acumulatoare, fie de la o rețea de distribuție electrică. Tractoarele echipate cu motoare electrice au o autonomie mai mică de deplasare și se folosesc pentru transporturi în depozite, magazii, în incinta fermelor etc. precum și la mecanizarea unor lucrări în sere și solarii. După puterea motorului, tractoarele se pot clasifica în mai multe grupe: • tractoare de putere foarte mică, cu puterea nominală a motorului de 2,5 ... 10 CP; • tractoare de putere mică (10 ... 30 CP); • tractoare de putere mijlocie (30 ... 65 CP); • tractoare de putere mare (65 ... 120 CP); • tractoare de putere foarte mare (peste 120 CP). După valoarea forței nominale de tracțiune, tractoarele se clasifică luându-se în considerare forța de tracțiune a tractoarelor pe roți la o viteză de 6 km/h și a tractoarelor pe șenile la o viteză de 5 km/h. După acest criteriu tractoarele se clasifică în 10 clase, cu limite ale forței de tracțiune de 0,2 ...... 8 tf (0,2; 0,6; 0,9; 1,4; 2,0; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0 tf). 1.2.2. Soluții de organizare a tractoarelor Tractoarele sunt formate din aceleași subansambluri ca și autovehiculele rutiere. La majoritatea tractoarelor se utilizează soluția clasică de organizare a echipamentului de tracțiune, motorul fiind amplasat în partea din față, puntea spate fiind motoare; puntea față este directoare, putând fi și motoare. Tractoarele articulate nu sunt prevăzute cu o punte directoare propriu-zisă, virajul tractorului realizându-se prin rotirea celor două punți față de punctul de articulație (O - fig.1.2).

La unele tractoare industriale, utilizate pentru operațiuni de încărcare-descărcare, soluția de organizare este mai puțin obișnuită, acestea având puntea față motoare, în timp ce puntea spate este directoare. Se asigură astfel ușurința manevrării tractorului prin spații limitate (depozite, hale industriale).

13

1.3. CARACTERISTICI CONSTRUCTIVE Principalele caracteristici constructive ale autovehiculelor se referă la:

• dimensiuni principale; • capacitate de trecere; • greutate; • capacitate de încărcare; • razele roţilor.

Fig. 1.2 - Sistemul de direcție al tractorului A-1800A R-rezervor; F-filtru; P – pompă; Ss-supapă de siguranță; SD-servodirecție ORBITROL; PF-punte față; PS-punte spate; C1, C2-cilindri hidraulici; O-punct de articulație.

1.3.1. Dimensiunile de gabarit

Dimensiunile de gabarit ale unui autovehicul sunt (fig. 1.2): • lungimea (A) – este distanţa dintre două planuri verticale, perpendiculare

pe planul longitudinal de simetrie, tangente la autovehicul în punctele extreme din faţă şi din spate;

• ampatamentul (L) – reprezintă distanţa dintre axele geometrice ale punţilor faţă şi spate; la autovehiculele cu trei punţi, amapatementul se măsoară între axa punţii faţă şi jumătatea distanţei dintre axele punţilor spate.

• înălţimea (H) – este distanţa dintre planul de sprijin al autovehiculului şi un plan orizontal tangent la partea superioară a autovehiculului neîncărcat.

• ecartamentul (E) – este distanţa dintre planurile mediane2 ale roţilor aceleiaşi punţi.

• lăţimea (D) - reprezintă distanţa dintre două planuri verticale, paralele cu planul longitudinal de simetrie, tangente la punctele laterale extreme ale autovehiculului. Principalele caracteristici dimensionale ale unui tractor pe roţi sunt

prezentate în fig. 1.3.

2 plan median: planul egal depărtat de bordura interioară şi de cea exterioară a roţii.

R

F

P

SDC1

C2

PS

O

PF

SS

14

Fig. 1.2 – Dimensiunile de gabarit ale autovehiculului

Fig. 1.3 - Caracteristicile dimensionale ale tractorului pe roți

L-lungimea; B-lățimea; H-înălțimea; A-ampatamentul (distanța dintre osia roților anterioare și osia roților posterioare); e-ecartamentul roților anterioare; E-ecartamentul roților

posterioare; O-centrul de greutate; G-greutatea tractorului; G1,G2-greutatea repartizată pe roțile anterioare și respectiv pe roțile posterioare; h-înălțimea centrului de greutate față de

sol; l1,l2-distanța centrului de greutate față de osia roților anterioare și respectiv față de osia roților posterioare; l-lumina la sol.

La majoritatea tractoarelor agricole pe roți, ecartamentul roților anterioare și al celor posterioare este reglabil, între două limite, în trepte sau continuu. La unele tractoare se poate modifica şi lumina la sol, l, prin schimbarea poziţiei de montaj a roţilor dinţate de la transmisia finală, pentru puntea spate, respectiv prin ridicarea sau coborârea roţilor punţii faţă. Acest reglaj atrage și modificarea valorilor ampatamentului, dar şi ale parametrilor l1, l2, H şi h. Reglarea ecartamentului roților se face în funcție de: mașina cu care tractorul lucrează în agregat, distanța dintre rândurile de plante la culturile prășitoare,

15

panta terenului etc. Modificarea luminii la sol (dacă acest reglaj este posibil) se face în funcție de lucrare, configurația și panta terenului, înălțimea plantelor ș.a. 1.3.2. Capacitatea de trecere Capacitatea de trecere caracterizează posibilitatea autovehiculului de a se deplasa în diferite condiţii (drum amenajat sau desfundat, şanţuri etc.). Capacitatea de trecere este dată atât de unele caracteristici geometrice ale autovehiculului, cât şi de cuplul maxim disponibil şi de posibilităţile de creştere a aderenţei roţilor la calea de rulare. Dintre caracteristicile geometrice specifice capacităţii de trecere se pot menţiona:

• lumina sau garda la sol (C, fig. 1.2) – reprezintă distanţa pe verticală dintre partea cea mai de jos a caroseriei sau şasiului şi planul de sprijin, autovehiculul fiind încărcat la capacitatea nominală. Punctul cel mai coborât se poate găsi sub puntea faţă, sub diferenţialul punţii spate, sub baia de ulei a motorului etc. Pentru autovehiculele obişnuite C = 150...220 mm; pentru autovehiculelel având capacitate mare de trecere C=400...450 mm.

• raza longitudinală de trecere (Re) – este raza suprafeţei cilindrice tangentă la roţile faţă, spate şi punctul cel mai coborât al autovehiculului; reprezintă conturul proeminenţei peste care autovehiculul poate trece fără să o atingă. Capacitatea de trecere este cu atât mai mare cu cât Re este mai mică.

• raza transversală de trecere (Rt) – reprezintă raza suprafeţei cilindrice tangentă la suprafaţa interioară a pneurilor şi la punctul cel mai coborât al punţii faţă sau spate. Capacitatea de trecere este cu atât mai mare cu cât Rt este mai mică.

• razele de viraj caracterizează posibilitatea autovehiculului de a executa viraje pe o suprafaţă cât mai mică, la deplasarea cu viteză redusă şi cu volanul bracat la maximum; această mărime determină spaţiul minim necesar efectuării virajului şi dimensiunile drumului.

1.3.3. Greutatea şi capacitatea de încărcare Greutatea proprie (G0) este suma greutăţilor mecanismelor şi agregatelor autovehiculului.

Greutatea utilă (Gu) reprezintă greutatea maximă a încărcăturii ce poate fi transportată.

Raportul dintre greutatea utilă şi greutatea proprie se numeşte coeficient de utilizare a greutăţii:

16

0

uG G

G=η .

Coeficientul de utilizare a greutăţii are valori cuprinse între 0,5 şi 1,5, în funcţie de tipul autovehiculului. Greutatea totală a unui autovehicul se determină cu una din relaţiile:

• pentru autoturisme: Gt = G0 + 75⋅n⋅g + Gb [N], în care n este numărul maxim de persoane ce pot fi transportate, iar Gb este greutatea bagajelor (aproximativ 200 N/pers.).

• pentru autobuze: Gt = G0 + 75⋅(n1 + n2) ⋅g + Gb [N], unde n1 este numărul de persoane aşezate pe scaune, iar n2 este numărul de persoane aflate în picioare.

• pentru autocamioane: Gt = G0 + 75⋅n⋅g + Gu [N], în care n este numărul maxim de persoane ce pot fi transportate în cabină. La autocamioane, greutatea proprie poate fi determinată și cu ajutorul

unei relații determinate experimental: G0 = kG⋅Gu⋅vmed⋅(23,6 – 2,5⋅Gu +0,3⋅Gu

2 – 0,01⋅Gu3) ⋅103 [daN],

în care Gu reprezintă sarcina utilă [103 daN], vmed este viteza medie tehnică de exploatare [km/h], iar coeficientul kG are valori cuprinse între 0,75 și 0,8.

La staţionar greutatea se repartizează pe punţile autovehiculului în funcţie de poziţia centrului de greutate al autovehiculului (fig. 1.4):

.L

aGG,

L

bGG 21 ⋅=⋅=

Fig. 1.4 – Repartizarea greutăţii pe punţile autovehiculului staţionar

Coordonatele centrului de greutate (a şi b) pot fi determinate prin cântărirea succesivă a punţilor; înălţimea centrului de greutate se poate determina cântărind greutatea ce revine uneia din punţi atunci când autovehiculul este înclinat sub un unghi cunoscut.

Atunci când nu se cunosc coordonatele centrului de greutate (Gg), greutățile ce revin punților autovehiculului se pot determina cu relațiile: • pentru autoturisme: G1 ≈ G2; • pentru autocamioane și autobuze: G1 ≈ (0,25…0,3)⋅Ga, G2 ≈ (0,7…0,75)⋅Ga. 1.3.4. Roţile şi razele roţii Roata autovehciulului este formată dintr-o parte elastică, numită pneu, şi

17

o parte metalică ce conţine janta, discul şi butucul roţii (fig. 1.5a). Pneul trebuie să asigure o bună aderenţă a roţii la calea de rulare, stabilitatea şi maniabilitatea autovehculului, amortizarea oscilaţiilor şi şocurilor care apar în timpul deplasării, diminuarea zgomotului din timpul deplasării etc.

a)

b)

Fig. 1.5 – Roata cu pneu I-pneu; II-cameră de aer; III-jantă; IV-discul roţii;

1-jantă; 2-valvă; 3-carcasa pneului; 4-talon; 5- armătură metalică (sârmă din oţel); 6-centură de protecţie (breker); 7-flanc; 8-bandă de rulare.

Carcasa pneului este formată din mai multe straturi; fiecare strat de cord este format din fire (din bumbac, nylon, metalice etc.), încorporate într-o masă de cauciuc care împiedică alunecarea firelor unul faţă de celălalt şi uzura acestora. În funcţie de modul în care sunt orientate straturile de cord pneurile pot fi diagonale sau radiale (fig. 1.6).

a)

b) Fig. 1.6 – Tipuri de pneuri

a) diagonale; b) radiale. Banda de rulare se află în contact direct cu calea de rulare şi transmite eforturile de tracţiune şi frânare. Canalele, nervurile şi proeminenţele executate în banda de rulare formează profilul benzii de rulare şi au rolul de asigura aderenţa în condiţii diverse de deplasare. Centura de protecţie (breker) este formată din fire de cord şi face legătura

18

între banda de rulare şi carcasa pneului. Taloanele reprezintă partea rigidă a pneului, care asigură fixarea acestuia pe jantă; armătura metalică împiedică deformarea talonului şi asigură strângerea acestuia pe jantă. Flancurile protejează părţile laterale ale carcasei, formând corp comun cu banda de rulare. Fig. 1.7 prezintă principalele dimensiuni ale roţii cu pneu; acestea sunt:

• diametrul exterior al anvelopei, D; • diametrul interior al anvelopei (d), egal cu diametrul exterior al jantei; • înălţimea secţiunii transversale, H; • lăţimea secţiunii transversale, B.

Fig. 1.7 – Dimensiunile roţii cu pneu

La majoritatea pneurilor diametrul jantei, în inch, este indicat pe flanc; în funcţie de tipul pneului, marcajul acestora mai conţine lăţimea sau diametrul exterior (în inch sau mm).

Razele roţii cu pneu sunt mărimi folosite în calcul tracţiunii; acestea sunt: • raza nominală, rn, este raza cercului exterior al pneului, rezultând prin

calcul (rn = 0,5⋅D) sau din tabelele producătorului; • raza liberă, r0, este raza cercului exterior al benzii de rulare a pneului,

umflat la presiunea nominală, neîncărcat şi aflat în repaos; pentru calcule aproximative se poate considera r0 = rn.

• raza statică, rs, reprezintă distanţa dintre centrul roţii şi suprafaţa de sprijin, roata fiind încărcată cu sarcina nominală şi aflându-se în repaos. raza statică scade odată cu creşterea sarcinii şi cu reducerea presiunii aerului din pneu.

• raza dinamică, rd, reprezintă distanţa dintre centrul roţii şi suprafaţa de sprijin în timpul deplasării autovehculului, roata fiind încărcată cu sarcina nominală. Raza dinamică este influenţată, pe de o partte, de forţa

19

centrifugă (care tinde să mărească raza dinamică), iar pe de altă parte de regimul de accelerare sau frânare, care are tendinţa de a reduce raza dinamică. De regulă influenţa regimului de deplasare (accelerare sau frânare) este mai importantă decât influenţa forţei centrifuge, astfel încât raza dinamică este mai mică decât raza statică.

• raza de rulare, rr, este raza unei roţi imaginare, nedeformabile, care rulează fără alunecare sau patinare, având aceeaşi turaţie şi viteză de deplasare ca şi roata reală.

Raza de rulare se calculează cu relaţia:

Rrr n2

60r

⋅π⋅ϑ⋅=

ωϑ= ,

în care v este viteza de deplasare a centrului roţii, ωr este viteza unghiulară a roţii, iar nR este turaţia roţii, în rot/min.

Raza de rulare depinde de presiunea aerului din pneu, starea căii de rulare, cuplul ce acţionează asupra roţii etc. Raza de rulare poate fi calculată în funcţie de raza liberă, r0, cu relaţia rr = λ⋅r0, în care coeficientul de deformare λ are valori cuprinse între 0,93...0,95 pentru pneurile de presiune joasă şi între 0,945 şi 0,95 la pneurile de presiune mare.

Folosind raza de rulare, viteza de înaintare a autovehiculului se determină cu relaţia:

]s/m[r30

nv r

R ⋅⋅π

= ,

sau: ]h/km[rn377,0v rR ⋅⋅=

Atunci când se cunoaşte raportul de transmitere al mişcării de la motor la roţi, iT = n/nR, viteza de deplasare se determină cu relaţia:

[ ]s/mri30

nv r

T

⋅⋅⋅π= ,

sau:

]h/km[ri

n377,0v r

T

⋅⋅= ,

în care n este turaţia arborelui cotit al motorului [rot/min].

1.4. MIJLOACE DE TRANSPORT, ~NC|RCARE {I DESC|RCARE 1.4.1. Mijloace de transport Transporturile agricole prezint\ o serie de particularit\]i:

• diversitate mare a produselor manipulate [i `n unele cazuri fragilitatea sau chiar perisabilitatea lor;

• valoare redus\ a unit\]ii transportate; • sarcini zilnice de mare volum;

20

• distan]e relativ mici [i viteze reduse de transport `n incinta fermei; • trafic de sarcini (cantitatea de produse ce trebuie transportat\ `n

unitatea de timp – t/h) neuniform `n timpul zilei; • diversitate mare de mijloace de transport.

Clasificarea lucr\rilor de transport se poate face `n func]ie de mai multe criterii dintre care se men]ioneaz\: a. Dup\ locul unde se efectueaz\ transportul:

• lucr\ri de transport interior când se efectueaz\ pe teritoriul unit\]ii, `n general pe drumuri de câmp, lucr\ri ale c\ror parcursuri sunt de 1 – 15 km;

• lucr\ri de transport exterior când se efectueaz\ `n afara teritoriului unit\]ii, `n general mai mult pe drumuri publice, lungimea deplas\rii fiind cuprins\ `ntre 15 – 20 km;

• lucr\ri de transport interior care se efectueaz\ `n incinta unit\]ii, cu parcursul pân\ la 1 km. b. Dup\ natura produselor transportate:

• furaje de mare volum cu greutatea specific\ mic\ (paie , fân, cioc\l\i etc);

• furaje verzi [i bulbo-r\d\cinoase, siloz, concentrate; • [roturi, borhoturi; • lapte, carne, ou\; • gunoi de grajd.

c. Dup\ felul [i starea `n care se prezint\ produsul: • solid, semilichid, lichid; • `n vrac, saci, palete, l\zi, bidoane; • m\cinat, tocat, netocat, brichete, granule. d. Dup\ timpul sau termenul când se execut\: • zilnic, sezonier – nelegate de termene fixe, `ntâmpl\tor (accidentale).

e. Dup\ natura transportului: • lucr\ri de transport curent care se efectueaz\ cu o varietate mare de

materiale `n vrac sau `n ambalaj [i care practic nu se deosebesc de lucr\rile de transport din alte ramuri de produc]ie;

• lucr\ri de transport tehnologic, caracterizate prin aceea c\ `nc\rcarea [i desc\rcarea au loc `n timpul de deplasare a vehiculului;

• lucr\ri de transport special cuprinzând o serie de lucr\ri care impun utilizarea unor mijloace de transport având construc]ii sau adapt\ri adecvate scopului. f. Dup\ felul mijlocului de transport folosit:

• cu mijloace de transport autodeplasabile; • cu mijoace de transport tractate; • cu mijloace de `nc\rcare-desc\rcare cu flux de lucru continuu sau

discontinuu. 1.4.1.1. Mijloace de transport autodeplasabile Din aceast\ categorie fac parte autocamioanele, autotractoarele,

21

motocarele [i electrostivuitoarele. Autocamioanele sunt principalele mijloace de transport pentru parcursuri mai mari de 5 km. Autotractoarele reprezint\ o construc]ie care `mbin\ avantajele autocamionului (comoditate, vitez\, manevrabilitate) cu acelea ale tractorului (for]\ de trac]iune, capacitate de trecere, universalitate), asigurând astfel posibilit\]i mai largi de folosire. Ele se ob]in prin echiparea auto[asiurilor autocamioanelor cu [ea cu diferite semiremorci, a[a cum reiese din fig. 1.8.

Fig.1.8 – Diferite posibilit\]i de utilizare a autotractorului

Autospecialele pentru transport tehnologic [i special sunt folosite `n agricultur\ pentru lucr\rile care impun condi]ii speciale cum sunt acelea pentru transportul puilor, vi]eilor, laptelui, produselor din carne, sau pentru transportul [i desc\rcarea unor produse agricole voluminoase cum sunt nutre]urile combinate, furajele verzi etc. Motocarele sunt destinate pentru transporturi interne, fiind caracterizate prin sarcin\ util\, pân\ la 3 tone, dimensiuni reduse, ce determin\ avantajul manevrabilit\]ii [i a u[urin]ei de acces. Poate tracta o remorc\ cu sarcina de pân\ la o ton\. Formula constructiv\ a motorului este practic cea clasic\ a unui autocamion. Electrocarele sunt platforme autodeplasabile pe 4 ro]i – dou\ motoare [i dou\ de direc]ie. Propulsia se realizeaz\ cu motor cu curent continuu alimentat de la baterii de acumulatoare. Sunt utilizate la transporturile interioare, prezentând avantajul c\ nu fac zgomot, nu polueaz\ atmosfera, se manevreaz\ u[or, dar necesit\ drumuri amenajate (betonate, asfaltate) late de 1,2 – 1,5 m. Electrocarele sunt economice dac\ sunt folosite mai mult de 3 ore/zi, având de transportat sarcini mai mari de 10 – 12 t/zi. Pentru `nc\rcarea acumulatorilor ferma trebuie s\ dispun\ de o sta]ie de `nc\rcare. 1.4.1.2. Mijloace de transport tractate Acestea cuprind remorcile, semiremorcile, c\rucioarele, vagone]ii de cale ferat\, terestr\ sau suspendat\.

22

Mijloace de transport pe [ine - terestr\ sau suspendat\ (monorai) datorit\ dezavantajelor – investit]ii mari, consum mare de metal, `nc\rcare [i desc\rcare greoaie – sunt rar folosite. Remorcile sunt vehicule tractate de tractoare sau autocamioane. Dup\ destina]ie se disting remorci pentru transport curent, tehnologic [i transport special. Remorcile pot fi pe dou\ axe sau pe o ax\. Cele monoax\ prezint\ o serie de avantaje – manevrabilitate u[oar\, aderen]\ mare a ro]ilor motoare cu solul prin transfer de greutate, dar au dezavantajul c\ nu pot avea capacitate prea mare. Cele mai folosite r\mân cele biaxe, care prezint\ urm\toarele p\r]i componente: ben\, [asiu, suspensie, ro]i [i mecanismul de direc]ie cu pro]apul sau triunghiul de trac]iune. Remorcile pentru transporturi curente sunt prev\zute cu instala]ie de frânare pe toate ro]ile, instala]ie electric\ [i instala]ie de basculare. Bascularea se poate face numai lateral `n ambele p\r]i, sau [i lateral [i `n spate (fig.1.9).

Fig. 1.9 – Remorci basculante:

a – cu desc\rcare lateral\; b – cu desc\rcare `n trei p\r]i.

Remorcile pentru transport tehnologic [i special sunt destinate atât transportului cât [i execut\rii unor lucr\ri de `nc\rcare-desc\rcare sau distribuire din mers a unor produse sau materiale. O grup\ aparte a mijloacelor de transport tehnologic [i special o formeaz\ remorcile cisterne care au destina]ia `nc\rc\rii, transport\rii [i chiar desc\rc\rii produselor lichide (combustibili, lapte, dejec]ii). Diversitatea condi]iilor pe care le prezint\ lucr\rile tehnologice, determin\ [i modurile cum se realizeaz\ `nc\rcarea, respectiv desc\rcarea. ~n fig. 1.10 sunt prezentate câteva sisteme de `nc\rcare, respectiv desc\rcare cu care se echipeaz\ bena remorcilor.

Pentru a analiza particularit\]ile lucr\rilor de transport se poate pleca de la ecua]ia capacit\]ii de lucru:

Wsch = Gu . n (t/sch), unde:

• Gu – sarcina util\ a mijlocului de transport, tone; • n – num\rul de cicluri de transport efectuat `ntr-un schimb, ce se

calculeaz\ cu rela]ia:

pdgdsdesc` TTTTT

Tn

++++= .

Deoarece:

23

Tds = Tdg = S/Vm,

Fig. 1.10 – Sisteme de desc\rcare:

a – transportor din vergele reunite; b – transportor cu lan] [i traverse; c – panou frontal [i fund mobil simplu din plas\; d – panou mobil.

se ob]ine rela]ia:

p

m

desc TV

STT

Tn

+++=

2`

`n care: • T – timpul unui schimb, ore; • T` - timpul de `nc\rcare a mijlocului de transport, ore; • Tdesc – timpul de desc\rcare, ore • Tds – timpul de deplasare `n sarcin\, ore; • Tdg – timpul de deplasare `n gol, ore; • Tp – timpul pierdut din diverse cauze, ore • S – distan]a de transport, km; • Vm – viteza medie de transport, km/h.

Din analiza acestei rela]ii se desprind factorii care condi]ioneaz\ capacitatea de lucru cât [i c\ile principale pentru m\rirea acesteia. Excluzând ca solu]ie m\rirea timpului unui schimb (T) [i având `n vedere c\ viteza nu poate fi m\rit\ mult din cauza distan]elor relativ mici [i a st\rii drumurilor, rezult\ c\ singurii factori ce permit m[rirea capacit\]ii de lucru sunt m\rirea sarcinii utile a vehiculelor [i reducerea timpilor de `nc\rcare-desc\rcare. 1.4.2. Mijloace de `nc\rcare – desc\rcare Varietatea mare de produse [i materiale care sunt `nc\rcate [i desc\rcate, a determinat apari]ia unui num\r mare de utilaje. ~n momentul de fa]\ se urm\re[te realizarea de mijloace de `nc\rcare-desc\rcare cu un mare grad de universalitate, având `n dotare un anumit num\r de echipamente. ~n acela[i scop, pentru a reduce num\rul de tipuri de utilaje, `n ultimii ani s-a extins utilizarea paletiz\rii [i containeriz\rii. Containerele sunt l\zi de cel pu]in 1 m3 amenajate special pentru circula]ia m\rfurilor, iar paletele sunt platforme din lemn cu

24

dimensiuni nominalizate [i prev\zute la partea inferioar\ cu reazime pentru a le distan]a de la sol. Folosirea containerelor este limitat\ din cauza unor particularit\]i ale produselor agricole. ~n fabricile de nutre]uri combinate, ele se folosesc mai ales pentru transportul produselor industriale [i a f\inurilor proteice, cât [i la livrarea produsului final `n saci. Clasificarea mijloacelor de `nc\rcare desc\rcare se poate face `n func]ie de diverse criterii: dup\ construc]ie, principiul func]ional, destina]ie, posibilit\]ile de deplasare. Criteriul principal de clasificare, dup\ modul de desf\[urare a procesului de lucru, `mparte mijloacele de `nc\rcare-desc\rcare `n: utilaje cu flux discontinuu [i utilaje cu flux continuu. 1.4.2.1. Mijloace de `nc\rcare cu flux de lucru discontinuu Acestea cuprind ma[inile de `nc\rcat al c\ror proces de lucru are un caracter ciclic, materialul fiind preluat de c\tre organele active, `n cantit\]i distincte. Din aceast\ categorie fac parte: `nc\rc\toarele cu graifer, `nc\rc\toarele frontale [i `nc\rc\toarele stivuitoare (fig. 1.11).

Fig. 1.11 – Mijloace de `nc\rcare cu flux de lucru discontinuu:

a - `nc\rc\tor cu graifer purtat pe tractor; b - `nc\rc\tor frontal purtat pe tractor; c – stivuitor purtat `n spate pe tractor.

1.4.2.2. Mijloace de `nc\rcare-desc\rcare cu flux de lucru continuu Mijloacele de `nc\rcare-desc\rcare cu flux continuu se caracterizeaz\ prin aceea c\ prelucrarea [i transportarea materialului se face `n mod continuu. Se folosesc pentru `nc\rcarea [i desc\rcarea diferitelor produse, `n interiorul sec]iilor de preg\tire a hranei, `n l\pt\rii, magazii, iar unele, adaptate remorcilor tehnologice, se folosesc la distribuirea hranei la animale [i la evacuarea gunoiului de grajd. Din aceast\ categorie fac parte: transportoarele gravita]ionale, transportoarele mecanice [i transportoarele pneumatice.

A) Transportoarele gravitaţionale

Transportoarele gravita]ionale (fig. 1.12) sunt utilizate pentru transportul sarcinilor ambalate sau `n vrac de la un nivel superior la altul inferior, având la baz\ principiul planului `nclinat.

Pentru a asigura alunecarea unui corp pe un plan `nclinat trebuie respectat\ condi]ia:

G . sinα > µ G . cosα sau tgα > µ `n care α este unghiul planului `nclinat, iar µ este coeficientul de frecare dintre

25

material [i suprafa]a planului; se va urm\ri ca viteza de deplasare s\ nu dep\[easc\ 2 m/s.

Fig. 1.12 – Transportoare gravita]ionale:

a – topoganul spiral; b – transportor cu role; c – plan `nclinat d – conducte de transport.

Ca transportoare care folosesc acest principiu sunt `ntrebuin]ate: • jgheaburile – cu sec]iune `n sec]iune U,V sau semicircular\, realizate

din scândur\ geluit\ sau tabl\ (fig.1.12 c); • tuburile – sec]iune p\trat\ sau circular\ (fig. 1.12 d); • topoganul spiral (fig.1.12 a); • transportorul cu role (fig.1.12 b). •

B) Transportoare mecanice Sunt utilizate pentru deplasarea sarcinilor pe distan]e limitate, pe direc]ie

orizontal\, `nclinat\ sau pe vertical\. Transportoarele mecanice cuprind transportoarele cu band\, cu cupe, cu racla]i [i cu melc.

Transportoarele cu band\ (fig. 1.13) sunt utilizate `n cadrul fermelor zootehnice pentru transportul sarcinilor ambalate sau `n vrac, fiind folosite ca utilaj independent sau ca o parte component\ a instala]iilor de preg\tire [i distribuire a hranei la animale. Aceste transportoare prezint\ urm\toarele avantaje: universalitate mare, capacitate mare de transport, construc]ie [i exploatare simpl\, consum redus de energie, nu degradeaz\ produsele pe care le transport\. Ca dezavantaje pot fi men]ionate: producerea prafului `n timpul lucrului [i limitarea unghiului de `nclinare la 200 [i a vitezei de deplasare a benzii la 0,6 – 4 m/s.

Transportoarele cu band\ pot fi fixe, cu lungimea benzii pân\ la 600 m sau chiar mai mult [i mobile, cu lungimea benzii pân\ la 30 m.

Un transportor cu band\ este alc\tuit dintr-un cadrul metalic, un co[ de alimentare, o band\ f\r\ sfâr[it, role de sus]inere a benzii, dou\ tambure din care unul motric [i unul condus, sistem de `ntindere, grup de ac]ionare [i o gur\ de evacuare.

26

Fig. 1.13 – Transportoare cu band\: a – transportor fix; b – transportor mobil; 1 – co[ de alimentare; 2 – band\ transportoare; 3 – role de sus]inere; 4 – tambur motric; 5 – tambur de sus]inere; 6 – sistem de `ntindere; 7 – cadru; 8 – gur\ de desc\rcare.

Cadrul, executat din profile de o]el sau din ]eav\, este prev\zut cu picioare de sus]inere la transportoarele fixe (fig. 1.12a) sau ro]i la cele mobile (fig. 1.12b).

Banda transportoare este confec]ionat\ din cauciuc cu inser]ii textile sau fire din o]el [i are l\]imi standardizate. ~ntinderea benzii se face fie prin glisarea tamburului condus, când lungimea transportorului este sub 100 m, fie cu ajutorul unui al treilea tambur montat pe ramura inferioar\ a benzii, când lungimea dep\[e[te 100 m. Tamburul de antrenare prime[te mi[carea de la un motor electric prin intermediul unui reductor [i a unei transmisii prin ro]i din]ate, curele trapezoidale sau lan] Gall.

Capacitatea de lucru a transportorului cu band\ este `n func]ie de natura produsului ce se transport\, de l\]imea [i viteza benzii [i se poate determina cu rela]ia:

Q = 3600 S . γ . V . k `n care:

• Q – capacitatea de lucru, t/h; • S – suprafa]a sec]iunii produsului pe band\, m2; • γ - greutatea volumetric\ a produsului, t/m3; • V – viteza benzii, m/s; • k – coeficient ce depinde de `nclina]ia benzii; pentru produse v\rsate:

k = 1 pentru `nclina]ie sub 100; k = 0,85 pentru `nclina]ie de 180; k = 0,80 pentru `nclina]ie de 200.

Transportoarele cu cupe sau elevatoarele se folosesc pentru transportul pe vertical\ a granulelor [i nutre]urilor m\cinate [i mai rar pentru transportul r\d\cinoaselor, pân\ la o `n\l]ime de circa 30 m.

Elevatorul cu cupe (fig. 1.13) se compune dintr-o band\ pe care se fixeaz\ cupele, o carcas\ sub form\ de tub, prev\zut\ cu co[ de alimentare la partea inferioar\ [i o gur\ de evacuare la partea de sus, un tambur inferior care serve[te [i la `ntindere [i un tambur superior antrenat de un motor electric prin intermediul unui reductor.

L\]imea benzii trebuie s\ fie cu 10 – 20 mm mai mic\ decât l\]imea tamburilor [i mai mare cu 10 – 30 mm decât l\]imea cupelor. Cupele sunt din

27

tabl\ [i au forme determinate de materialul ce se transport\; viteza de deplasare a benzii este de 0,5 m/s pentru tuberculi [i r\d\cinoase, 1,2 – 1,5 m/s pentru f\inuri [i 2 – 4 m/s pentru gr\un]e.

Fig. 1.13 – Elevator cu cupe: 1 – band\; 2 – cupe; 3, 4 – tamburi; 5 – jgheab; 6 – co[ de alimentare; 7 – dispozitiv de `ntindere; 8 – gur\ de evacuare.

Capacitatea de lucru se poate determina cu rela]ia:

Va

i6,3Q ⋅ϕ⋅γ= ,

`n care: • Q – capacitatea de lucru a elevatorului, t/h; • i – volumul unei cupe, dm3; • a – distan]a `ntre dou\ cupe, m;

ϕ - coeficientul de umplere a cupelor (0,7...0,8 pentru granule, 0,8...0,9 pentru f\inuri, 0,3...0,5 pentru cartofi [i sfecl\).

• γ - greutatea volumetric\ a produsului, kg/dm3; • V – viteza de deplasare a benzii, m/s.

Transportoarele cu lan] [i racle]i sunt formate dintr-un jgheab (sec]iune dreptunghiular\, acoperit sau descoperit), unul sau dou\ lan]uri pe care sunt fixa]i racle]ii [i un grup de ac]ionare. Din punct de vedere constructiv, transportoarele cu racle]i pot fi de mai multe tipuri:

• cu circula]ia `ntr-un singur plan orizontal, `n circuit `nchis (fig.1.14a);

• cu circula]ia `n dou\ planuri orizontale suprapuse, suprafa]a purt\toare fiind planul superior (fig. 1.14b);

• cu circula]ia `n dou\ planuri orizontale suprapuse, suprafa]a purt\toare fiind planul inferior (fig. 1.14c). Capacitatea de lucru transportoarelor cu racle]i se determin\ cu rela]ia:

Vka

i6,3Q ⋅⋅γ= ,

`n care:

28

• Q – capacitatea de lucru a transportorului, t/h; • i – volumul de material dintre doi racle]i, dm3; • a – distan]a `ntre racle]i, m; • γ - greutatea volumetric\ a produsului, kg/dm3; • k – coeficient de uniformitate a volumului de material (0,6 – 0,9); • V – viteza de deplasare a racle]ilor, `n m/s; aceasta difer\ func]ie de tipul

constructiv, fiind cuprins\ `ntre 0,2 – 1 m/s.

Fig. 1.14 – Tipuri de transportoare cu lan] [i racle]i:

a – pentru evacuarea gunoiului; b, c – pentru `nc\rcare, desc\rcare.

Transportoarele elicoidale (cu melc) (fig. 1.15), sunt folosite `n sec]iile de preg\tire a hranei, la distribuirea acesteia, `n magazii, `n fabricile de nutre]uri combinate sau ca organe de lucru a diferitelor ma[ini. Pot transporta o gam\ larg\ de produse ca: nutre]uri concentrate, siloz, asigurând deplasarea materialelor pe orizontal\, `ntr-un plan `nclinat [i foarte rar pe vertical\. Ele prezint\ urm\toarele avantaje: construc]ie simpl\, siguran]\ `n exploatare, gam\ larg\ de viteze de rota]ie, desc\rcare u[oar\, iar ca dezavantaje: consum specific de energie ridicat, f\râmi]area materialului [i necesitatea unei aliment\ri uniforme. Un transportor elicoidal se compune din: suprafa]a purt\toare, organul de transport [i grupul de ac]ionare.

Fig. 1.15 – Transportor elicoidal: 1 – suprafa]a purt\toare; 2 – band\ elicoidal\; 3 – ax; 4 – lag\r

Suprafa]a purt\toare a transportorului se poate prezenta sub forma unui jgheab `nchis (fig. 1.16a), jgheab semicilindric deschis (fig.1.16b), sau carcas\ cilindric\ `nchis\ (fig.1.16c). Organul de transport este confec]ionat dintr-un ax sprijinit `n lag\re pe care se `nf\[oar\ elicoidal o suprafa]\ continu\ plin\ (fig.11 a), band\ (fig.11 b), sau discontinu\ (palete) (fig.11 c). Viteza de rota]ie a melcului variaz\ `ntre 30 – 60 rot/min pentru materiale cu `nsu[iri plastice, umede, aderente [i 60 – 124 rot/min pentru gr\un]e [i materiale neaderente.

Capacitatea de lucru a transportorului elicoidal se stabile[te cu rela]ia:

29

Fig.1.16 – Tipuri constructive de suprafe]e purt\toare ale transportoarelor elicoidale: a – semicilindric\ `nchis\; b – semicilindric\ deschis\; c – cilindric\ `nchis\.

Fig. 1.17 – Tipuri constructive privind spirele melcului:

a – melc plin; b – melc cu band\; c – melc cu palete.

kCnp4

)dD(60Q u

22

⋅⋅γ⋅⋅⋅−π= ,

`n care: • Q – capacitatea de lucru, t/h; • D – diametrul conductei, m; • d – diametrul axului, m; • p – pasul melcului, m; • n – tura]ia melcului, rot/min; • γ - greutatea volumetric\ a produsului transportat, t/m3; • Cu – coeficient de umplere: - Cu = 0,28 – 0,35: pentru granule; - Cu = 0,25 – 0,30: pentru nutre]uri m\cinate; - Cu = 0,20 – 0,25: pentru cartofi [i sfecl\.

• k – coeficient de corec]ie `n func]ie de `nclinarea transportorului: - k = 1: pentru 00; - k = 0,90: pentru 50; - k = 0,65: pentru 200.

C) Transportoare pneumatice

Transportoarele pneumatice (fig.1.18) sunt p\r]i componente a unor instala]ii complexe, sau sunt ma[ini independente; ele folosesc aerul ca element de transport. Transportoarele pneumatice sunt caracterizate printr-o construc]ie simpl\, prin lipsa pieselor `n mi[care [i a mecanismelor complicate, pierderi minime de produse, exploatare [i repara]ie u[oar\, dar au un consum mare de energie, de 1 – 4 kWh/t.

Un transportor pneumatic este format dintr-un ventilator, un co[ de alimentare, o conduct\ de transport, iar pentru f\inuri mai sunt necesare un ciclon [i un filtru. Func]ional se deosebesc trei tipuri:

30

• aspirante – produsul este aspirat de curentul de aer (fig.1.18a); • refulante – produsul este introdus `n curentul de aer (fig. 1.18b, c); • aspiro-refulante – produsul este aspirat `n ventilator [i apoi refulat

(fig.1.18e).

Fig.1.18 – Tipuri de transportoare pneumatice:

a – absorbant; b, c – refulant; d, e – aspiro-refulant.

Func]ionarea transportorului pneumatic se bazeaz\ pe realizarea unei viteze de transport a curentului de aer capabil\ s\ antreneze [i s\ deplaseze pe tub particulele de material. Pentru aceasta viteza de transport (Vt) trebuie s\ fie mai mare decât viteza de suspensie (plutire) (Vs) a materialului. Viteza de transport depinde [i de concentra]ia amestecului de aer cu produsul respectiv, concentra]ie dat\ de raportul:

aer

prod

G

G=µ ,

`n care: µ - este concentra]ia amestecului; Gprod – greutatea produsului ce se transport\ `n unitatea de timp; Gaer – greutatea aerului care transport\ produsul. Pentru transportul gr\un]elor [i al produselor m\cinate: µ = 2 – 5.

~n func]ie de concentra]ie se recomand\ urm\toarele viteze de transport: • pentru µ < 1: Vt = (1,25 – 1,3)Vs; • pentru µ = 1 – 2: Vt = 1,5 Vs; • pentru µ = 10 – 15: Vt = (2,00 – 2,5)Vs.

Ventilatorul folosit pentru transportorul pneumatic este de tip centrifugal, de presiune cuprins\ `ntre 400 – 1000 mm col H2O. Conducta de transport se confec]ioneaz\ din tabl\, sub form\ de tronsoane de 1 – 3 m lungime, cu diametre diferite, func]ie de produsul ce se transport\: 100 – 300 mm pentru nutre]uri m\cinate [i produse friabile [i 300 – 600 mm pentru paie [i fân. Gura de alimentare este executat\ din tabl\ [i are pere]ii `nclina]i. Pentru separarea produselor de aer, la cap\tul conductei de transport se folosesc cicloane (fig.1.19). Func]ionarea lui se bazeaz\ pe reducerea brusc\ a vitezei curentului de aer sub valoarea vitezei de plutire a particulelor produsului.

Intrarea produsului `n ciclon se face tangen]ial, `n partea superioar\. Produsul, datorit\ greut\]ii proprii, ajunge la gura de evacuare, iar aerul prin tubul central iese `n atmosfer\. Se folosesc filtre pentru a mic[ora pierderile de particule

31

u[oare ce ar ie[i odatăcu aerul refulat.

Fig.1.19 - Ciclon

32

2. PROCESUL AUTOPROPULSĂRII ŞI RULĂRII VEHICULELOR PE ROŢI

2.1. CARACTERISTICI ALE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ UTILIZATE LA AUTOVEHICULE

Caracteristica de turaţie la sarcină totală (caracteristica externă de turaţie) reprezintă grafic dependenţa dintre puterea, cuplul, consumul orar şi consumul specific de combustibil şi respectiv turaţia motorului. Aceasta se determină experimental, pe un stand echipat cu frână pentru măsurarea cuplului şi dispozitive pentru determinarea consumului de combustibil (fig. 2.1); caracteristica se ridică cu clapeta de acceleraţie complet deschisă (la m.a.s.), respectiv în poziţia de debit maxim a pârghiei pompei de injecţie.

Fig. 2.1 - Schema standului pentru ridicarea caracteristicii de turaţie3

1-motor cu ardere internă; 2-frână; 3-sistem pentru măsurarea debitului de aer; 4-sistem pentru măsurarea consumului de combustibil; 5-analizor de gaze de ardere.

Poziţia organelor de reglaj al puterii fiind constantă, modificarea turaţiei

arborelui cotit al motorului se obţine modificând cuplul de încărcare al motorului. În legătură cu puterea efectivă, trebuie definite următoarele mărimi:

• puterea efectivă de exploatare – reprezintă puterea disponibilă la arbore, în cazul în care motorul își antrenează echipamentele proprii (motor complet echipat); • puterea efectivă continuă - reprezintă puterea efectivă maximă pe care o poate furniza motorul, la o anumită turație, un timp îndelungat, cu păstrarea indicilor

3 https://www.researchgate.net/figure/277969342_fig1_Fig-1-Schematic-view-of-the-engine-test-bed-1-engine-2-dynamometer-3-air

33

tehnico-economici și o evoluție normală a uzurii; • puterea efectivă nominală - este valoarea puterii efective continue la turația maximă a motorului (sau la o anumită turație, impusă de condițiile de exploatare); turația la care este definită puterea efectivă nominală se numește turație nominală. Regimul nominal este indicat de către constructorul motorului; de obicei puterea efectivă continuă este aceeaşi cu puterea efectivă nominală. • puterea efectivă intermitentă - reprezintă acea valoare a puterii efective care nu poate fi dezvoltată decât un interval foarte scurt de timp (deoarece în caz contrar durabilitatea motorului este compromisă); evident, puterea efectivă intermitentă este mai mare decât puterea efectivă continuă. • sarcina motorului – reprezintă gradul de încărcare a motorului, la o anumită turație, față de o încărcare de referință; se obișnuiește ca valoarea de referință să fie considerată puterea efectivă continuă. Sarcina motorului se apreciază prin coeficientul de sarcină:

econt

e

P

P=χ ,

unde Pe este puterea efectivă a motorului la o anumită turație, iar Pecont este puterea efectivă continuă.

În funcție de coeficientul de sarcină se pot defini următoarele regimuri de funcționare ale motorului: • sarcina nulă, χ = 0; • sarcinile parțiale, 0<χ<1; • sarcina plină, χ = 1; • suprasarcinile, 1<χ<1,1 • sarcina totală, χ = 1,1.

Fig. 2.2 prezintă caracteristicile externe pentru m.a.s., respectiv m.a.c.; punctele definitorii de pe diagrame sunt:

• nmin – turaţia minimă de funcţionare; este turaţia minimă pentru care motorul încărcat funcţionează stabil timp de cel puţin 10 minute;

• nM – turaţia de cuplu maxim; • nP – turaţia de putere maximă; • nmax – turaţia maximă a m.a.s. (cu aproximativ 10% mai mare decât np); • nce – turaţia de consum specific minim; • Memax – cuplul maxim dezvoltat de către motor; • Pemax – puterea maximă a motorului; • cemin – consumul specfic de combustibil, minim; • Pn – puterea nominală a motorului; • ngmax – turaţia maximă la mers în gol.

Pentru m.a.s. cuplul maxim se obţine la turaţia nM, iar puterea maximă la turaţia nP; se observă că, deşi cuplul scade pe măsură ce turaţia creşte de la nM la nP, puterea creşte datorită creşterii turaţiei arborelui cotit (vitezei unghiulare) 4.

4 Pe

= ω⋅Me, unde ω = π⋅n/30 este viteza unghiulară a arborelui cotit.

34

a)

b)

Fig. 2.2 – Caracteristici externe de turaţie a) m.a.s.; b) m.a.c.

După atingerea turaţiei corespunzătoare puterii maxime, turaţia mai creşte până la nmax, dar puterea scade deoarece condiţiile de desfăşurare a arderii în cilindru devin nefavorabile. Turaţia maximă a motorului este nmax = (1…1,25)⋅ nP, iar Pnmax = Pmax / (1,05…1,15).

Consumul specific de combustibil ce înregistrează o valoare minimă la turaţia nce.

În exploatare motorul funţionează, pe caracteristica externă, între turaţia nM şi nmax, aceasta fiind aşa-numita ramură stabilă a caracteristicii externe de cuplu. Pe ramura stabilă a caracteristicii de cuplu creşterea rezistenţei la înaintare a autovehiculului are ca efect scăderea turaţiei motorului, ceea ce conduce la creşterea cuplului furnizat de către motor.

Zona corespunzătoare turaţiilor mai mici decât nM se numeşte zona de funcţionare instabilă: creşterea rezistenţei la înaintare a autovehiculului are ca efect scăderea turaţiei motorului, ceea ce conduce la scăderea cuplului, motorul oprindu-se în cele din urmă.

Motoarele cu aprindere prin comprimare (fig. 2.2b) sunt echipate cu regulatoare de turaţie care limitează turaţia maximă a motorului, în sarcină totală, la valoarea np; turaţii mai mari ar conduce la creşterea solicitărilor mecanice din motor şi la apariţia de produşi poluanţi din cauza arderii incomplete a combustibilului. Zona cuprinsă între nP şi ngmax reprezintă caracteristica de regulator şi ilustrează procesul de limitare a turaţiei motorului, pe măsură ce sarcina acestuia scade; turaţia ngmax = (1,06...1,1)⋅nP se obţine la funcţionarea în gol a motorului (fără sarcină). Raportul Ce = nM/nP se numeşte coeficient de elasticitate şi are valori de 0,45...0,65 pentru m.a.s. şi de 0,55...0,75 pentru m.a.c. Raportul Ca = Memax/MeP se numeşte coeficient de adaptabilitate şi are valori cuprinse între 1,1 şi 1,3 pentru m.a.s. şi între 1,05 şi 1,15 pentru m.a.c.

După cum s-a menţionat anterior, caracteristica de turație la sarcină totală se determină prin încercări pe stand; aceasta poate fi determintă și prin calcul, pornind de la puterea efectivă maximă Pemax și turația de putere maximă nP:

35

⋅−

⋅+⋅⋅=

3

P

2

PPmaxee n

nc

n

nb

n

naPP [CP, kW].

Cuplul motorului se calculează cu ajutorul relației:

n

P2,716M e

e ⋅= [kgf.m]

sau:

n

P6,702M e

e ⋅= [daN.m].

În tabelul 2.1 sunt prezentate valorile coeficienților din ecuația puterii efective, în funcție de tipul motorului.

Tabelul 2.1 Coeficienții pentru trasarea caracteristicii de turație la sarcină totală

Tipul motorului a b c motor cu aprindere prin scânteie 1 1 1 motor Diesel cu injecție directă 0,5 1,5 1

motor Diesel cu antecameră 0,7 1,3 1 motor Diesel cu cameră de turbulență 0,6 1,4 1

Coeficienții din relația puterii efective pot fi determinați şi prin calcul, în funcție de: • coeficientul de elasticitate Ce = nM/nP; • coeficientul de adaptabilitate Ca = Memax/MP (MP este momentul motor la

turația corespunzătoare puterii maxime). Coeficienții necesari trasării caracteristicii de turație la sarcină totală se

vor determina în acest caz cu relațiile:

( ) ( ) ( )2e

ae2

e

2ea

2e

ae2e

1c

cc2c;

1c

cc23b;

1c

cc3c2a

−−−

=−

−⋅−=

−+⋅−⋅

= .

În condiţii normale de exploatare motorul autovehiculului funcţionează în regim de sarcini parţiale, organul de reglare a puterii aflându-se într-o poziţie intermediară. Pentru aceste regimuri se trasează caracteristicile de turaţie la sarcini parţiale (fig. 2.3).

2.2. CARACTERISTICA DE PROPULSIE Caracteristica de propulsie se obţine reprezentând în acelaşi sistem de coordonate (fig. 2.4) puterea efectivă a motorului (Pe), puterea la roată (PR) şi puterea corespunzătoare rezistenţelor ce se opun înaintării autovehiculului (Pr), în funcţie de viteza de deplasare (v). Viteza de deplasare se determină cu relaţia:

[ ]s/mri30

nv r

T

⋅⋅⋅π= ,

36

în care n este turaţia motorului [rot/min], iT este raportul total de transmitere a mişcării de la arborele cotit la roată, iar rr este raza de rulare roţii [m].

Fig. 2.3 – Caracteristici de turaţie la sarcini parţiale pentru m.a.s.

Fig. 2.4 – Caracteristica de propulsie

Puterea la roată rezultă din relaţia:

PR = ηtr ⋅Pe, în care ηtr este randamentul transmisiei. Tabelul 2.2 prezintă randamentele elementelor componente ale transmisiei, produsul acestora fiind egal cu randamentul transmisiei, care are valori cuprinse între 0,8 (pentru autocamioane) şi 0,92 (pentru autoturisme). Din fig. 2.4. se observă că viteza maximă de deplasare vmax se obţine la intersecţia curbelor Pr = f(v) şi PR = f(v), adică atunci când puterea la roată devine egală cu puterea rezistentă. La viteze mai mici decât vmax, diferenţa dintre puterea la roată şi puterea rezistentă se numeşte rezervă de putere (Rp), care este folosită pentru accelerarea autovehiculului, urcarea rampelor etc.

Alegerea punctului de intersecţie dintre cele două caracteristici (puterea la roată şi puterea rezistentă) influenţează durata de serviciu a motorului. Astfel,

37

dacă intersecţia are loc în punctul B1 (fig. 2.5a), pentru care turaţia motorului este (0,8...0,9)⋅nP, solicitările termomecanice ale motorului sunt mai reduse şi motorul are durabilitate mai mare. Acesată situaţie este caracteristică autocamioanelor şi autobuzelor. Atunci cînd intersecţia are loc în punctul B, pentru care turaţia motorului este (1,05...1,15)⋅nP, solicitările motorului sunt mai mari, dar şi rezerva de putere a motorului este mai mare. Această situaţie este caracteristică autoturismelor. Selectarea punctului de intersecţie se obţine prin alegerea convenabilă a raportului de transmitere a mişcării de la motor la roată.

Tabelul 2.2 Randamente ale componentelor transmisiei Componenta Randamentul

Cutia de viteze priza directă 0,97...0,98 celelalte trepte 0,92...0,94

Transmisia longitudinală 0,99...0,995

Transmisia principală simplă 0,92...0,94 dublă 0,90...0,92

Cutia de distribuţie 0,92...0,94

Problema alegerii punctului de intersecţie dintre cele două caracteristici poate fi privită şi din alt punct de vedere: având aceeaşi caracteristică a puterii rezistente PR, se pot obţine caracteristici externe diferite, prin reglaje diferite ale sistemelor de distribuţie, aprindere, injecţie (fig. 2.5b). Astfel, pentru cazul (I), se obţine o rezervă de putere mare în domeniul vitezelor mici de deplasare; situaţia este specifică tractoarelor şi autocamioanelor. În cazul celei de a doua caracterisitici (II), se obţine o rezervă de putere mare la viteze ridicate de deplasare, ceea ce este caracteristic autoturismelor.

a)

b)

Fig. 2.5 – Alegerea punctului de intersecţie dintre puterea la roată şi puterea rezistentă

38

2.3. CUPLUL MOTOR LA ROATA DE PROPULSIE Mişcarea se transmite de la motor la roţile motoare prin intermediul subansamblurilor care formează transmisia (fig. 2.6, 2.7).

Fig. 2.6 - Transmisia mecanică de tip 2x4

M-motor; A-ambreiaj; CV-cutie de viteze; R-reductor; TC-transmisie centrală; D-diferenţial; TF-transmisie finală; Mb-manşon de blocare a diferenţialului; Rm-roată motoare spate; Pf-puntea faţă.

Fig. 2.7 - Transmisia mecanică de tip 4x4

M-motor; A-ambreiaj; CV-cutie de viteze; R-reductor; TC-transmisie centrală; D-diferenţial; TF-transmisie finală; M-manşon de blocare a diferenţialului; Rm-roată motoare spate; R1-reductor

suplimentar; Ac-arbore cardanic telescopic; TCf-transmisie centrală faţă; Df-diferenţial faţă; TfF-transmisie finală faţă; Rmf-roată motoare faţă; 1, 2, 3, 4-cuplaje unghiulare.

Din cauza frecărilor din elementele transmisiei, puterea la roată este mai mică decât puterea dezvoltată de către motor, adică:

PR = ηtr ⋅Pe, în care ηtr este randamentul transmisiei. Puterea motorului depinde de cuplul şi turaţia acestuia:

Pe = Me ⋅ ω, în care ω este viteza unghiulară a arborelui cotit al motorului. Similar, puterea la roată este dată de cuplu şi viteza unghiulară:

PR = Mr ⋅ ωr,

39

unde Mr este cuplul la roată, iar ωr este viteza unghiulară a roţii. Raportul total de transmitere a mişcării de la motor la roată este:

rTi

ωω= ,

de unde rezultă:

Tr i

ω=ω .

Folosind aceste relaţii obţinem:

ω⋅⋅η=ω⋅ etrT

r Mi

M ,

adică: Mr = ηtr ⋅ iT ⋅ Me.

Ţinând cont că momentul la roată este Mr = Fr ⋅rd, forţa motoare la periferia roţii de propulsie va fi dată de relaţia:

d

trTer r

iMF

η⋅⋅= ,

în care rd este raza dinamică a roţii. 2.4. RULAREA ROŢII CU PNEU

Roata cu pneu poate rula în unul din următoarele regimuri: • sub acţiunea cuplului motor Mr (roată motoare, roată conducătoare); • sub acţiunea unei forţe de împingere (roată condusă); • sub acţiunea unui cuplu de frânare Mf (roată frânată).

Studiul rulării roţii cu pneu se face prin metoda separării: roata este separată de axul pe care se roteşte şi de calea de rulare şi se reprezintă toate forţele care acţionează asupra roţii. 2.4.1. Roata motoare Fig. 2.8 prezintă forţele care acţionează asupra roţii motoare care se deplasează cu viteza constantă v:

• în centrul roţii acţionează greutatea ce revine acesteia (Gr) şi reacţiunea din partea axului roţii (Ft), ca răspuns la forţa cu care roata trage axul pentru a asigura deplasarea;

• reacţiunile din partea căii de rulare: Zr (reacţiunea verticală); X (reacţiunea orizontală dată de forţa periferică cu care roata acţionează asupra căii de rulare). Din cauza elasticităţii pneului, contactul dintre roată şi calea de rulare

(rigidă) se face pe o zonă de lungime L. Din cauza asimetriei repartiţiei forţelor în zona de contact de lungime L, reacţiunile Zr şi X nu se aplică pe vericala care

40

trece prin centrul roţii ci la o distanţă „a” faţă de aceasta.

Fig. 2.8 – Echilibrul roţii motoare la deplasarea cu viteză constantă ωr – viteza unghiulară a roţii [s-1]; v – viteza de deplasare; rd – raza dinamică a roţii; Mr – momentul motor.

Echilibrul forţelor şi momentelor ce acţionează asupra roţii ne conduce la următoarele ecuaţii:

=⋅−⋅−=−

=−

.0rXZaM

;0GZ

;0XF

drr

rr

t

Din aceste ecuaţii rezultă:

.GZ,r

aZ

r

MFX rr

dr

d

rt =⋅−==

Se introduc următoarele notaţii: • Mr/rd = Fr – forţa la periferia roţii motoare; • a/rd = f – coeficient de rezistenţă la rulare.

Rezultă forţa de tracţiune: Ft = Fr - f⋅Gr = Fr - Rr,

în care Rr = f⋅Gr este rezistenţa la rulare a roţii şi reprezintă energia consumată pentru învingerea rezistenţelor opuse de deformarea pneului elastic. În cazul unei roţi rigide a = 0 şi deci Ft = Fr. Coeficientul de rezistenţă la rulare depinde de tipul căii de rulare şi de caracteristicile elastice ale pneului, unele valori fiind prezentate în tabelul 2.3. Acest coeficient poate fi determinat şi prin calcul, una dintre relaţiile utilizate fiind:

5,2

100

v0085,00125,0f

⋅+= ,

în care v este viteza de deplasare, în km/h. 2.4.2. Roata condusă Situaţia forţelor şi momentelor ce acţionează asupra roţii conduse este prezentată în fig. 2.9. Pentru rularea roţii este necesară o forţă de împingere F,

41

paralelă cu calea de rulare, care acţionează în centrul roţii. Reacţiunea X a căii de rulare împreună cu forţa F crează cuplul care asigură rotirea roţii.

Tabelul 2.3 Valori medii ale coeficientului de rezistenţă la rulare

Felul drumului Starea drumului f

Drum asfaltat sau betonat bună 0,015...0,018 satisfăcătoare 0,018...0,020

Drum pietruit bună 0,020...0,025

Drum pavat bună 0,025...0,030 cu denivelări 0,035...0,050

Drum de pământ uscată-bătătorită 0,025...0,035 după ploaie 0,050...0,150 desfundat 0,10...0,25

Drum nisipos şi uscat 0,10...0,30 nisipo-lutos umed 0,040...0,060 Drum cu gheaţă - 0,015...0,030

Drum cu zăpadă bătătorită 0,030...0,050 adâncă 0,180...0,200 uscat 0,04...0,05

Teren cu sol argilo-nisipos şi argilos

în stare plastică 0,10...0,20 în stare de curgere 0,20...0,30

Pajişte cosită 0,07...0,09 necosită 0,08...0,10

Mirişte - 0,1...0,120 Arătură aşezată 0,120...0,140

Câmp cu arătură proaspătă 0,180...0,220 cultivat 0,160...0,200

Mlaştină cu vegetaţie 0,20...0,250

Fig. 2.9 – Echilibrul roţii conduse la deplasarea cu viteză constantă

Echilibrul de momente şi forţe conduce la următorul sistem de ecuaţii:

42

=⋅−⋅=−

=−

.0rXZa

;0GZ

;0XF

dr

rr

Din aceste ecuaţii rezultă:

fGr

aGF r

dr ⋅=⋅= ,

ceea ce înseamnă că pentru deplasarea cu viteză constantă a roţii libere este necesară o forţa de împingere F egală cu rezistenţa la rulare a roţii. 2.4.3. Roata frânată În acest caz asupra roţii acţionează un moment de frânare Mf (fig. 2.10), produs de către sistemul de frânare, al cărui sens este invers faţă de sensul de rotaţie al roţii. Roata frânată va acţiona asupra axei roţii cu o forţă de frânare în sens invers direcţiei de de mers, Ff fiind reacţiunea cu care axa acţionează asupra roţii.

Fig. 2.10 – Echilibrul roţii frânate la deplasarea cu viteză constantă

Din echilibrul forţelor şi momentelor ce acţionează asupra roţii obţinem:

=⋅+⋅−−=−

=−

.0rXZaM

;0GZ

;0XF

drf

rr

f

Ultima relaţie ne conduce la:

dr

d

f

r

aZ

r

MX ⋅+= ,

sau:

fGr

MF r

d

ff ⋅+= .

Se observă că rezistenţa la rulare a pneului Rr = f⋅Gr contribuie la obţinerea forţei de frânare Ff.

43

2.4.4. Limitarea de către aderenţă a forţelor şi momentelor care încarcă roata Reacţiunea longitudinală (tangenţială) a căii de rulare asupra roţii (X) poartă numele de forţă de aderenţă. Pe drumuri tari, nedeformabile, reacţiunea longitudinală X apare din cauza frecării dintre pneu şi calea de rulare; pe drumuri deformabile, forţa de aderenţă depinde şi de rezistenţa la rupere a materialului. Forţa de aderenţă nu poate depăşi o anumită valoare maximă, care depinde de încărcarea verticală a pneului, tipul benzii de rulare, presiunea din pneu, tipul căii de rulare; valoarea maximă (Xmax) a reacţiunii longitudinale se numeşte aderenţă. Raportul dintre valoarea maximă a reacţiunii tangenţiale şi sarcina verticală pe roată se numeşte coeficient de aderenţă:

r

max

Z

X=ϕ .

Tabelul 2.4 prezintă unele date referitoare la influenţa căii de rulare asupra coeficientului de aderenţă.

Tabelul 2.4 Valori medii ale coeficientului de aderenţă

Tipul şi starea drumului Starea drumului sau solului uscat umed

Asfalt sau beton nou 0,7...0,8 0,5...0,6 Asfalt tratat cu criblură 0,6...0,7 0,4...0,5 Asfalt sau beton uzat, lustruit 0,5...0,6 0,35...0,45 Drum cu piatră cubică 0,4...0,7 0,3...0,4 Drum cu piatră spartă 0,4...0,5 0,35...0,45 Drum de pământ bătătorit 0,65...0,75 0,3...0,4 Drum de pământ nisipos 0,6.. .0,7 0,3...0,45 Drum cu zăpadă bătătorită - 0,2...0,3 Drum cu polei sau mâzgă - 0,1...0,2 Drum cu zăpadă adâncă - 0,2...0,25 Mirişte 0,7 0,5

Pajişte cosită 0,7...0,8 0,5...0,6 necosită 0,6...0,7 0,4...0,5

Câmp cu arătură proaspătă 0,3...0,5 cultivat 0,4...0,6

Mlaştină cu vegetaţie 0,20...0,25

După cum s-a arătat mai înainte, pentru cazul roţii motoare, ecuaţia de echilibru de momente este:

,0rXZaM drr =⋅−⋅−

sau:

44

drd

r rXZr

aM ⋅

+⋅= .

Valoarea maximă a cuplului motor ce poate fi aplicat roţii este limitată de către aderenţă, adică:

dmaxrd

maxr rXZr

aM ⋅

+⋅= ,

sau: ( ) drmaxr rGfM ⋅⋅ϕ+= .

Folosind un raţionament similar şi pentru cazul roţii frânate rezultă cuplul maxim de frânare ce poate fi aplicat:

( ) drmaxf rGfM ⋅⋅−ϕ= .

2.4.5. Patinarea şi alunecarea roţii; caracteristica de rulare În procesul de rulare al unei roţi cu pneu pe o cale de rulare nedeformabilă, din cauza elasticităţii penului şi a modului în care are loc interacţiunea dintre pneu şi calea de rulare, viteza de deplasare a centrului roţii v nu este egală cu produsul dintre viteza unghiulară şi raza dinamică. Astfel, pentru cazul roţii motoare, se defineşte patinarea acesteia ca fiind:

drt r

v1a

⋅ω−= ,

în care ωr este viteza unghiulară a roţii, iar rd este raza dinamică a roţii; pentru roata motoare ωr ⋅ rd > v. Pentru roata frânată se defineşte alunecarea, cu relaţia:

v

r1a dr

f

⋅ω−= ,

iar în acest caz ωr ⋅ rd < v. Dacă se ţine cont de definiţia razei de rulare a roţii5 se poate scrie:

d

rt r

r1a −=

şi respectiv:

r

df r

r1a −= .

Raportul dintre reacţiunea tangenţială X şi reacţiunea normală Zr se numeşte forţă tangenţială specifică:

5 raza de rulare, rr, este raza unei roţi imaginare, nedeformabile, care rulează fără alunecare sau patinare, având aceeaşi turaţie şi viteză de deplasare ca şi roata reală.

45

rZ

X=ξ .

Reprezentând grafic dependenţa dintre forţa tangenţială specifică şi alunecarea (sau patinarea) pneului se obţine caracteristica de rulare (fig. 2.11). Se observă că forţa tangenţială specifică creşte odată cu creşterea patinării, atingând o valoare maximă (ξmax = ϕ) pentru valori ale alunecării cuprinse între 0,15 şi 0,30 (Untaru); pentru a=1, forţa tangenţială specifică ξa este, de fapt, coeficientul de frecare la alunecarea (patinarea) roţii pe calea de rulare.

Caracteristica de tracţiune este influenţată de starea căii de rulare (fig. 2.12), tipul pneului, presiunea aerului din pneu, viteza de deplasare etc.

Fig. 2.11 – Caracteristica de

tracţiune Fig. 2.12 – Efectul stării căii de rulare

asupra caracteristicii de tracţiune (Gillespie)

46

3. REZISTENŢE LA DEPLASAREA AUTOVEHICULELOR ŞI REMORCILOR

Forţele care se opun deplasării autovehiculului sunt:

• rezistenţa la rulare, Rr; • rezistenţa la urcarea rampei (Rp) sau la coborârea pantei (-Rp); • rezistenţa aerului, Ra; • rezistenţa la accelerare (Rd) sau decelerare (-Rd); • rezistenţa la tracţiune, care se aplică la cârligul autovehiculului, Rc.

Rezistenţa totală la deplasarea autovehiculului va fi: Rt = Rr ± Rp + Ra ± Rd + Rc.

3.1. REZISTENŢA LA RULARE

Rezistenţa la rulare a roţii reprezintă energia consumată pentru învingerea rezistenţelor opuse la deformarea pneului elastic. Pentru întregul autovehicul rezistenţa la rulare se calculează cu relaţia:

Rr = f ⋅ Gt [N], în care f este coeficientul de rezistenţă la rulare, iar Gt este greutatea totală a autovehiculului. În cazul deplasării în rampă sau pantă, rezistenţa la rulare se calculează cu ajutorul componentei greutăţii care este normală (perpendiculară) pe calea de rulare (fig. 3.1):

Rr = f ⋅ Gt ⋅ cos α [N], unde α este unghiul pantei.

Fig. 3.1 – Descompunerea greutăţii la deplasarea în pantă

După cum s-a arătat mai înainte, coeficientul de rezistenţă la rulare poate fi determinat prin calcul, una dintre relaţiile utilizate fiind (Neculăiasa):

5,2

100

v0085,00125,0f

⋅+= ,

în care v este viteza de deplasare, în km/h. Pentru a ţine cont şi de starea căii de rulare coeficientul de rezistenţă la

47

rulare se poate calcula cu relaţia (Untaru): f = 0,0125 + λs ⋅ hs ⋅ 10-8 ⋅ v2,

în care λs = 4 pentru autoturisme şi λs = 5,5 pentru autocamioane; v reprezintă viteza de deplasare, în km/h, iar coeficientul hs depinde de tipul şi starea căii de rulare (tabelul 3.1).

Tabelul 3.1 Valori pentru coeficientul hs (Untaru)

Tipul căii de rulare Starea căii de rulare

excelentă foarte bună proastă Asfalt, beton 50...75 150 300 Şosea pietruită 200 230...400 800...900 Şosea cu pavaj din piatră 300 500 1000

O altă relaţie, care ţine cont de presiunea din pneu, este:

( )p

100/v0095,001,0005,0f

2⋅++= ,

în care p este presiunea din pneu [bar], iar v este viteza de deplasare [km/h]. Relaţia este valabilă pentru o cale de rulare uscată, de bună calitate. Pentru roţile de tractor, motoare, care rulează pe sol, coeficientul de rezistenţă la rulare se poate calcula cu relaţia (ASAE D497.7, 1999):

⋅++=

n

t

n B

a5.004.0

B

1f ,

în care: • Bn - cifra caracteristică a roţii:

⋅+

⋅+⋅⋅⋅=

d

B31

h

z51

G

DBCIB

p

n;

• CI – rezistența la penetrare a solului, determinată cu ajutorul penetrometrului [kPa];

• G – sarcina verticală pe roată [kN]; • at – patinarea roţii motoare (<1); • zp - deformarea pneului sub sarcină [m]; • H - înălțimea secțiunii pneului în stare liberă (fig. 1.7) [m]; • B – lăţimea pneului (fig. 1.7) [m]; • D – diametrul liber al pneului (fig. 1.7) [m].

Puterea corespunzătoare rezistenţei la rulare se calculează cu relaţia: [ ]WvRP rr ⋅= ,

în care Rr este rezistenţa la rulare [N], iar v este viteza de deplasare [m/s]. O altă formă a acestei relaţii este:

48

[ ]CP270

vRP r

r

⋅= ,

în care Rr este în daN, iar v este în km/h. 3.2. REZISTENŢA AERULUI Rezistenţa aerului apare atât ca urmare a diferenţei de presiune între partea frontală şi cea din spate a autovehiculului (presiune mai mare în faţă şi mai mică în spate), cât şi din cauza frecării dintre aer şi caroseria autovehiculului. Rezistenţa aerului acţionează pe direcţie orizontală, în sens invers deplasării autovehiculului şi se calculează cu relaţia:

[ ]NAvC5,0R 2xa ⋅⋅⋅ρ⋅= ,

în care: • ρ - densitatea aerului [kg/m3], care se poate determina din ecuaţia de stare

a gazului perfect, în funcţie de temperatura T [K]:

T287

101325

⋅=ρ ;

• Cx – coeficientul de rezistenţă a aerului; • v – viteza de deplasare a autovehiculului [m/s]; • A – aria secţiunii transversale maxime a autovehiculului [m2] – fig. 3.2.

Fig. 3.2 – Aria secţiunii transversale maxime

Coeficientul de rezistenţă a aerului Cx depinde de proprietăţile aerodinamice ale caroseriei autovehiculului (fig. 3.3, 3.4) şi este puternic influenţat de regimul de curgere al aerului peste caroserie, din cauza turbulenţelor formate. Determinarea coeficientului de rezistenţă a aerului se face în tuneluri aerodinamice. Folosind notaţia k = 0,5⋅ρ⋅Cx, relaţia pentru rezistenţa aerului devine:

[ ]NAvkR 2a ⋅⋅= ,

49

în care k este coeficientul aerodinamic6, având valori de 0,02..0,03 pentru autoturisme, 0,025...0,04 pentru autobuze şi de 0,06...0,07 pentru autocamioane.

Fig. 3.3 – Valori ale coeficientului de rezistenţă a aerului (Gillespie)

Fig. 3.4 – Evoluţia coeficientului de rezistenţă a aerului pentru autoturisme

Relaţia anterioară se poate scrie şi sub forma:

[ ]daN13

vAkR

2

a

⋅⋅= ,

6 pentru aer la 150C şi 760 mmHg, k = 0,06125⋅Cx.

50

viteza v fiind exprimată în km/h. Puterea consumată pentru învingerea rezistenţei aerului este dată de relaţia:

Pa = Ra ⋅ v [W], în care Fa este forţa, în N, iar v este viteza de deplasare, în m/s. Dacă Pa se exprimă în kW, Ra în daN şi v în km/h, relaţia de calcul devine:

[ ]kW360

vRP a

a

⋅= .

Dacă Pa se exprimă în CP, Ra în daN şi v în km/h, relaţia de calcul devine:

[ ]CP270

vRP a

a

⋅= .

Pentru determinarea ariei maxime a secţiunii transversale se poate folosi relaţia:

A = E ⋅ H [m2], în care E este ecartamentul, iar H este înălţimea autovehiculului (fig. 3.2).

3.3. REZISTENŢA PANTEI Rezistenţa pantei este componenta greutăţii autovehiculului paralelă cu panta; relaţia de calcul este (fig. 3.5):

Rp = Gt ⋅ sin α, în care α este unghiul de pantă.

Rezistenţa pantei se consideră pozitivă atunci când vehiculul urcă şi negativă atunci când acesta coboară panta.

Fig. 3.5 – Descompunerea greutăţii la deplasarea pe pantă

Puterea necesară urcării pantei este: Pp = Rp ⋅ v [W],

în care Rp este forţa în N, iar v este viteza de deplasare, în m/s. Dacă Pp se exprimă în CP, Rp în daN şi v în km/h, relaţia de calcul devine:

[ ]CP270

vRP p

p

⋅= .

51

După cum s-a arătat mai sus (vezi 3.1) rezistenţa la rulare a roţii depinde şi ea de unghiul de pantă; ca urmare cele două componente (rezistenţa pantei şi rezistenţa la rulare) se pot grupa într-o singură mărime, numită rezistenţa la

înaintare a căii de rulare: ( )α±α⋅⋅=α⋅⋅+α⋅±=Ψ sincosfGcosGfsinGR ttt .

Se introduce coeficientul de rezistenţă la înaintare al căii de rulare: α±α⋅=ψ sincosf

şi rezultă:

tGR ⋅ψ=Ψ .

Puterea necesară rezistenţei la înaintare este: Pψ = Rψ ⋅ v [W],

în care Rψ este forţa, în N, iar v este viteza de deplasare, în m/s. Dacă Pψ se exprimă în CP, Rψ în daN şi v în km/h, relaţia de calcul devine:

[ ]CP270

vRP

⋅= ψ

ψ .

3.4. REZISTENŢA LA ACCELERARE (DEMARAJ)

La accelerarea autovehiculului masa acestuia se opune accelerării cu o forţă de inerţie Fi; deoarece accelerarea se produce prin creşterea turaţiei arborelui cotit al motorului, toate organele având mişcare de rotaţie şi care contribuie la transmiterea mişcării se vor opune cu un moment de inerţie Mi. Ca urmare, rezistenţa la demaraj va avea două componente:

Rd = Rdt + Rdr, unde componenta Rdt este rezistenţa la demaraj produsă de inerţia autovehiculului aflat în mişcare de translaţie, iar componenta Rdr este rezistenţa la demaraj produsă de inerţie organelor aflate în mişcare de rotaţie. Prin înlocuirea rezistenţei la demaraj a pieselor având mişcare de rotaţie cu inerţia unei mase echivalente având mişcare de translaţie rezultă relaţia pentru determinarea rezistenţei la demaraj, sub forma:

( )dt

dv1mR 21ad ⋅ξ+ξ+⋅= ,

în care ma este masa autovehiculului, coeficientul ξ1 reprezintă influenţa roţilor aflate în mişcare de rotaţie, iar ξ2 reprezintă influenţa componentelor transmisiei aflate în mişcare de rotaţie. Se introduce coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie:

211 ξ+ξ+=δ , şi rezultă:

dt

dvmR ad ⋅δ⋅= .

52

Coeficientul de influenţă al maselor în mişcare de rotaţie se poate calcula cu relaţia:

2m1 cv

i1 ⋅ξ+ξ+=δ ,

în care: • ξ1 = 0,03...0,05; • ξm are valori cuprinse între 0,05 şi 0,07 pentru autoturisme şi între 0,04 şi

0,05 pentru autocamioane şi autobuze; • icv este raportul de trasmitere al mişcării pentru treapta respectivă a cutiei

de viteze. Relaţia anterioară se poate folosi şi sub forma:

( ) 2cvi09,0....04,01 ⋅+=δ

3.5. REZISTENŢA LA TRACŢIUNE

Forţa de tracţiune disponibilă la cârlig este utilizată pentru a învinge

rezistenţa la înaintare a maşinilor de lucru sau a remorcii. 3.5.1. Rezistenţa la înaintare a maşinii

Rezistența la tracțiune a mașinii agricole depinde de tipul acesteia; astfel, pentru pluguri, rezistența la tracțiune este dată de relația:

abkR ac ⋅⋅= ,

în care ka este rezistența specifică a solului la arat (tabelul 3.2), b este lățimea de lucru a plugului, iar a este adâncimea arăturii.

Tabelul 3.2 Rezistența specifică la arat

Tipul solului ka [MPa] Soluri ușoare (nisipoase și nisipo-lutoase) 0,02…0,035

Soluri mijlocii (argilo-nisipoase) 0,035…0,055 Soluri grele (argilo-nisipoase grele) 0,055…0,080 Soluri foarte grele (argiloase uscate) > 0,080

Pentru alte tipuri de mașini agricole, rezistența la tracțiune se determină cu relația:

bkR c ⋅= ,

unde k este rezistența specifică (tabelul 3.3), iar b este lățimea de lucru. 3.5.2. Rezistenţa la înaintare a remorcilor Forţele care se opun deplasării remorcilor tractate sunt aceleaşi ca şi în cazul autovehiculului:

R’ = R’r ± R’p + R’a ± R’d,

53

unde: • R’r - rezistenţa la rulare; • R’p - rezistenţa la urcarea rampei (R’p) sau la coborârea pantei (-R’p); • R’a - rezistenţa aerului; • R’d - rezistenţa la accelerare (R’d) sau decelerare (-R’d).

Tabelul 3.3

Rezistența specifică a unor mașini agricole Mașina agricolă k [N/m]

Grape cu colți 450…650 Semănători 1000…1400 Cultivatoare 1000…1600 Mașini de plantat cartofi 3200…3500 Cositori purtate 500…1000 Mașini de scos cartofi 5800…6500

Calculul rezistenţei aerului pune unele probleme din cauza faptului că

remorca se deplasează în zona vârtejurilor create prin deplasarea autovehiculului. Rezistenţa la demaraj apare ca urmare a inerţiei remorcii aflate în mişcare

de translaţie şi a inerţiei roţilor aflate în mişcare de rotaţie.

54

4. REACŢIUNILE CĂII DE RULARE ASUPRA ROŢILOR

La deplasarea autovehiculului reacţiunile la roţi se modifică în funcţie de încărcarea acestuia, regimul de mişcare, tipul punţii (motoare sau condusă) etc. 4.1. AUTOVEHICULE CU DOUĂ PUNŢI

În fig. 4.1 este prezentat cazul general al deplasării autovehiculului cu două punţi, în pantă, cu viteză variabilă.

Fig. 4.1 – Forţele, momentele şi reacţiunile ce acţionează asupra autovehiculului

Din ecuaţiile de echilibru de momente şi luând în calcul anumite ipoteze simplificatoare, precum şi limitarea de către aderenţă a valorilor reacţiunilor longitudinale X1 şi X2 (X1 = ϕ⋅Z1; X2 = ϕ⋅Z2), obţinem în final următoarele relaţii de calcul pentru reacţiunile verticale ce încarcă punţile:

a) punte motoare spate:

α⋅⋅ϕ⋅−

=α⋅⋅ϕ⋅−ϕ⋅−= ϕϕ cosG

hL

aZ,cosG

hL

hbZ t2t1 ;

b) punte motoare faţă:

α⋅⋅ϕ⋅+ϕ⋅+=α⋅⋅

ϕ⋅+= ϕϕ cosG

hL

haZ,cosG

hL

bZ t2t1 ;

c) ambele punţi motoare:

α⋅⋅ϕ⋅+=α⋅⋅ϕ⋅−= ϕϕ cosGL

haZ,cosG

L

hbZ t2t1 ;

în care ϕ este coeficientul de aderenţă.

55

În cazul punţii spate motoare, sarcina dinamică pe puntea spate poate depăşi cu până la 20% sarcina statică (vezi 1.3.3), pentru autocamioane această creştere a sarcinii pe puntea motoare poate atinge 36% (Untaru). În cazul punţii motoare faţă, sarcina dinamică scade faţă de sarcina statică deoarece b /(L+h⋅ϕ) < b /L (vezi 1.3.3), dar scăderea nu depăşeşte în general 23%. Dacă ambele punţi sunt motoare forţa maximă de tracţiune este mai mare decât în cazul în care o singură punte este motoare deoarece întreaga greutate a autovehiculului contribuie la obţinerea aderenţei.

În cazul în care autovehiculul este staţionat pe un plan orizontal se obţin relaţiile pentru repartiţia greutăţii pe punţi (vezi 1.3.3 şi fig. 1.4):

t2t1 GL

aZ,G

L

bZ ⋅=⋅= .

Unele valori medii ale parametrilor ce stabilesc poziţia centrului de greutate al autovehiculului sunt prezentate în tabelul 4.1.

Tabelul 4.1 Parametrii centrului de greutate (Untaru)

Parametrul Încărcarea Tipul autovehiculului

autoturism autobuz autocamion tractor

a/L gol 0,45-0,54 0,50-0,65 0,46-0,55

0,61-0,67 încărcat 0,49-0,55 0,50-0,68 0,60-0,75

h/L gol 0,16-0,26 - 0,21-0,268

0,31-0,40 încărcat 0,165-0,26 0,23-0,285 0,30-0,38

4.2. AUTOVEHICUL CU DOUĂ PUNŢI, CU REMORCĂ Fig. 4.2 prezintă cazul autovehiculului cu două punţi care tractează o remorcă, deplasându-se în pantă, cu viteză variabilă.

Fig. 4.2 – Schemă de calcul pentru autovehiculul cu două punţi care tractează o

remorcă

56

Din ecuaţiile de echilibru de forţe şi momente rezultă, în final, relaţiile pentru reacţiunile verticale (la limita de aderenţă) pe cele două punţi ale autovehiculului; pentru cazul uzual în care puntea spate este motoare, aceste relaţii vor fi:

.cosG

GGG

hhhL

aZ

,cosG

GGG

hhhL

GGG

hhhb

Z

t

rrt

c

2

t

rrt

c

rrt

c

1

α⋅⋅ϕ⋅

⋅

+−

−−=

α⋅⋅ϕ⋅

⋅

+−

−−

ϕ⋅

⋅

+−

−−=

ϕ

ϕ

Se observă că atunci când h = hc (cârlig de remorcare amplasat la aceeaşi înălţime ca şi centrul de greutate) existenţa remorcii tractate nu modifică valorile reacţiunilor faţă de cazul deplasării autovehiculului singur. Dacă înălţimea hc la care se află cârligul de remorcare este mai mică decât înălţimea centrului de greutate, reacţiunea normală pe puntea spate se reduce faţă de cazul deplasării autovehiculului fără remorcă, iar dacă hc > h, reacţiunea Z2ϕ se măreşte. 4.3. TREN RUTIER ARTICULAT, CU SEMIREMORCĂ În acest caz (fig. 4.3) autovehiculul tractor are două punţi şi tractează o semiremorcă având o singură punte. Semiremorca este articulată la şasiul autovehiculului tractor în punctul (Os) printr-un dispozitiv care permite rotirea semiremorcii în atât plan orizontal (la executarea virajelor) şi în plan vertical (pentru a copia denivelările căii de rulare).

Fig. 4.3 - Schemă de calcul pentru trenul rutier cu semiremorcă

57

Reacţiunea verticală asupra punţii motoare a autovehiculului tractor este dată de relaţia:

tr

rst2 G

L

b

L

e1G

L

aZ ⋅⋅

−+⋅=ϕ .

4.4. TRACTOR ÎN AGREGAT CU MAŞINĂ AGRICOLĂ TRACTATĂ Schema din fig. 4.5 prezintă cazul deplasării unui tractor agricol; maşina agricolă tractată de către tractor introduce forţa de rezistenţă Ft.

Fig. 4.5 – Deplasarea agregatului tractor-maşină agricolă tractată (Neculăiasa)

Din ecuaţiile de echilibru de forţe şi momente obţinem reacţiunile verticale, la limita de aderenţă, pentru cazul punţii spate motoare:

( ) ( )

( ).

hL

hhFcosGaZ

;hL

hhFhbcosGZ

ctt2

ctt1

⋅ϕ−−⋅−α⋅⋅

=

⋅ϕ−−⋅+⋅ϕ−⋅α⋅

=

ϕ

ϕ

4.5. REACŢIUNI NORMALE ÎN PLAN TRANSVERSAL Atunci când mişcarea autovehiculului are loc fără solicitări laterale, reacţiunile normale la calea de rulare sunt egal repartizate pe partea stângă şi pe partea dreaptă. Solicitările laterale ce pot influenţa repartiţia sarcinii între roţile aceleiaşi punţi sunt:

• vântul lateral;

58

• înclinaţia transversală a căii de rulare; • repartizarea nesimetrică a încărcăturii în plan transversal.

Solicitarea produsă de acţiunea vântului lateral (foţa Fl – fig. 4.5a) se aplică în metacentrul aflat la înălţimea hp:

2yl vAC5,0F ⋅⋅ρ⋅⋅= ,

unde Cy este coeficientul lateral de rezistenţă a aerului, A este secţiunea maximă a autovehiculului în planul vertical longitudinal, iar v este viteza curentului de aer.

Fig. 4.5 – Repartizarea neuniformă în plan transversal a reacţiunilor normale la

calea de rulare a) sub acţiunea vântului lateral; b) din cauza căii de rulare înclinate transversal.

Din ecuaţiile de echilibru de momente faţă de punctele A şi B rezultă

reacţiunile verticale:

.E

hF

2

GZ,

E

hF

2

GZ p

lt

sp

lt

d ⋅−=⋅+=

În cazul rularii pe un drum cu înclinaţie transversală (fig. 4.5b) se ţine cont de faptul că greutatea se descompune în două componente (perpendicular pe calea de rulare şi paralel cu calea de rulare) şi rezultă:

E

hsinG

2

cosGZ,

E

hsinG

2

cosGZ t

tst

ts ⋅α⋅+

β⋅=⋅α⋅−

β⋅= ,

în care h este înălţimea centrului de greutate, iar β este unghiul de înclinare transversală a căii de rulare.

59

5. BILANŢUL DE FORŢELOR DE TRACŢIUNE ŞI PUTERII; PERFORMAŢELE AUTOVEHICULELOR PE

ROŢI 5.1. BILANŢUL DE FORŢE ŞI PUTERI Bilanţul de forţelor de tracţiune se referă la echilibrul forţelor ce acţionează asupra autovehiculului:

FR = Rr ± Rp + Ra ± Rd + Rc, în care FR este forţa la roată, reprezentând suma forţelor tangenţiale ce acţionează asupra fiecărei roţi motoare; aceasta este calculată în funcţie de cuplul motorului:

r

trTeR r

iMF

η⋅⋅= ,

în care rr este raza de rulare a roţii. Pentru cazul unui autovehicul care urcă panta şi care nu dezvoltă forţă de tracţiune la cârlig (Rc =0) obţinem:

dt

dvmvAksinGcosfGF a

2ttR ⋅δ⋅+⋅⋅+α⋅+α⋅⋅= .

Fig. 5.1 prezintă interpretarea grafică a bilanţului de forţe, pentru motorul funcţionând pe caracteristica externă şi pentru o anumită treaptă a cutiei de viteze.

Fig. 5.1 – Reprezentarea grafică a bilanţului de tracţiune

Referitor la fig. 5.1 se pot face următoarele observaţii: • curba corespunzătoare forţei la roată FR = f(v) este dată de variaţia

cuplului motorului pe caracteristica externă de turaţie; • rezistenţa la rulare Rr este aproximativ constantă dacă se neglijează

influenţa vitezei de deplasare v asupra coeficientului de rezistenţă la rulare f;

• rezistenţa la urcarea pantei Rp nu depinde de viteza de deplasare; • rezistenţa aerului depinde de pătratul vitezei, deci Ra = f(v) este o

parabolă. Pentru o anumită viteză de deplasare v1, segmentul ab reprezintă forţa

disponibilă pentru accelerarea autovehiculului.

60

În punctul c forţa la roată devine egală cu rezistenţele la înaintare (FR = Rr + Rp + Ra) şi autovehiculul se va deplasa cu viteza maximă vmax; acest lucru se explică prin faptul că nu mai există forţă disponibilă pentru accelerarea autovehiculului şi creşterea vitezei sale.

Se introduce forţa excedentară, Fex, dată de relaţia:

dt

dvmsinGcosfGvAkFF att

2Rex ⋅δ⋅+α⋅+α⋅⋅=⋅⋅−= .

Se observă că aceasta reprezintă forţa disponibilă pentru învingerea rezistenţelor drumului şi pentru accelerarea autovehiculului. Fig. 5.2 prezintă un exemplu de reprezentare grafică a bilanţului de tracţiune pentru un autovehicul cu o cutie de viteze având patru trepte de viteză; se observă că forţa la roată scade pe măsură ce treapa de viteză în care are loc deplasarea creşte.

Fig. 5.2 – Bilanţul de tracţiune pentru un autovehicul cu o cutie de viteze cu patru trepte Rez(vit)-rezistenţele la deplasare pe un drum orizontal; Rez1(vit)-rezistenţele la deplasare pe un drum având panta maximă ce poate fi urcată; vcr1-viteza critică în prima treaptă (viteza cu care poate avea loc deplasarea pe un drum având panta maximă); vmax-viteza maximă de deplasare pe un drum orizontal; R1,1, R2,1, R3,1, R4,1 – forţele la roată în treptele I, II, III şi IV ale cutiei de viteze.

Bilanţul de puteri reprezintă echilibrul dintre puterea la roată şi suma puterilor rezistente:

PR = Pr ± Pp + Pa ± Pd + Pc, în care PR este puterea la roată, obţinută din puterea motorului cu relaţia:

PR = ηtr ⋅Pe, în care ηtr este randamentul transmisiei.

Pentru cazul unui autovehicul care urcă panta şi nu dezvoltă forţă de tracţiune la cârlig rezultă:

61

dt

dvvmvAksinvGcosvfGP a

3ttR ⋅⋅⋅δ+⋅⋅+α⋅⋅+α⋅⋅⋅= ,

în care v este viteza de deplasare a autovehiculului. Fig. 5.3 prezintă interpretarea grafică a bilanţului de putere, pentru motorul funcţionând pe caracteristica externă şi pentru o anumită treaptă de viteză.

Fig. 5.3 – Reprezentarea grafică a bilanţului de putere

Se remarcă variaţia liniară cu viteza a puterilor corespunzătoare rezistenţei la rulare şi rezistenţei pantei, precum şi curba de gradul trei dată de rezistenţa aerului. Şi în această diagramă se observă că viteza maximă se obţine atunci când puterea la roată PR este egalată de suma rezistenţei la rulare, a rezistenţei pantei şi a rezistenţei aerului. Pentru o anumită viteză vx < vmax, puterea Pd reprezintă puterea disponibilă pentru accelerarea autovehiculului. Fig. 5.4 prezintă bilanţul de putere al unui autovehicul având o cutie de viteze cu patru trepte; se observă că, presupunând că randamentul transmisiei este acelaşi pentru toate treptele de viteză, puterea maximă rămâne aceeaşi în orice treaptă, dar viteza de deplasare creşte pe măsură ce deplasarea are loc într-o treaptă mai mare de viteză. În cazul tractoarelor agricole se utilizează scrierea bilanţului de putere sub forma:

Pe = Ptr + Pr + Ps ± Pp + Pa ± Pd + Pc + Ppp, în care Ptr este puterea pierdută în transmisie, Ps este puterea pierdută prin patinarea roţilor motoare ale tractorului, Pc este puterea necesară tractării maşinii agricole, iar Ppp este puterea transmisă prin priza de putere către organele în mişcare ale maşinii agricole. Ţinând cont de vitezele relativ mici de deplasare ale tractoarelor, rezistenţa aerului poate fi neglijată. Puterea pierdută în transmisie se determină cu relaţia:

( )tretr 1PP η−⋅= ,

în care ηtr este randamentul transmisiei, având valori cuprinse între 0,90 şi 0,92.

62

Fig. 5.4 - Bilanţul de putere pentru un autovehicul cu o cutie de viteze cu patru trepte PRez(vit)-puterea corespunzătoare rezistenţelor la deplasare pe un drum orizontal; PRez1(vit)-puterea corespunzătoare rezistenţelor la deplasare pe un drum având panta maximă ce poate fi urcată; vcr1-viteza critică în prima treaptă (viteza cu care poate avea loc deplasarea pe un drum având panta maximă); vmax-viteza maximă de deplasare pe un drum orizontal; P1,1, P2,1, P3,1, P4,1 – puterile la roată în treptele I, II, III şi IV ale cutiei de viteze.

Puterea pierdută prin patinarea roţilor motoare este, de obicei, neglijată în cazul autoturismelor, autocamioanelor etc., dar este luată în calcul în cazul tractoarelor care execută lucrări agricole. Coeficientul de patinare al roţii motoare se determină cu relaţia:

t

rt v

v1a −= ,

în care vr este viteza reală de deplasare a tractorului, iar vt este viteza periferică a roţii motoare (mai mare decât viteza reală din cauza patinării roţii – vezi şi punctul 2.4.5). Relaţia de mai sus se poate scrie şi sub forma:

d

rt r

r1a −= ,

în care rr este raza de rulare a roţii, iar rd este raza dinamică. Valorile maxime admisibile ale coeficientului de patinare sunt cuprinse între 0,2 şi 0,3, în funcţie de lucrarea agricolă executată şi de starea solului. Pentru calcule, coeficientul de patinare se poate determina cu relaţia:

3c

ct 06,31

246,0a

ϕ⋅−ϕ⋅

= ,

în care coeficientul de utilizare a aderenţei ϕc este dat de relaţia:

Z

R cc =ϕ ,

unde Rc este forţa rezistentă a maşinii agricole, iar Z este reacţiunea verticală ce

63

încarcă puntea motoare (vezi şi punctul 4.1). Puterea pierdută prin patinarea roţii se calculează cu relaţia:

ettrs PaP ⋅⋅η= .

Puterea transmisă prin priza de putere se determină cu relaţia:

[ ]kW4,955

nMP

pp

pppppp η⋅

⋅= ,

în care Mpp este cuplul transmis prin priza de putere [daN·m], npp este turaţia prizei de putere [rot/min], iar ηpp este randamentul transmisiei către priza de putere. Pentru cazul deplasării tractorului pe teren orizontal, cu viteză constantă, se definesc:

• randamentul total:

e

ppppc

P

PP ⋅η+=η ;

• randamentul de tracţiune:

ppe

cT PP

P

−=η .

Se observă că η = ηT atunci când priza de putere nu este folosită pentru antrenarea maşinii agricole. Fig. 5.5 prezintă graficul randamentului de tracţiune în funcţie de coeficientul de utilizare a aderenţei. Se observă că randamentul de tracţiune înregistrează un maxim pentru o anumită valoare a coeficientului de utilizare a aderenţei; pentru tractoarele pe roţi cu o punte motoare randamentul maxim de tracţiune are valori cuprinse între 0,5 (la deplasarea pe teren pregătit pentru însămânţat) şi 0,62 (pe mirişte), în timp ce pentru tractoarele pe şenile randamentul maxim are valori cuprinse între 0,66 şi 0,75, respectiv. Randamentul de tracţiune mai ridicat al tractoarelor pe şenile este datorat atât faptului că şenilele preiau întreaga greutate a tractorului (spre deosebire de tractoarele cu o singură punte motoare), cât şi aderenţei mai ridicate a şenilelor la sol. 5.2. CARACTERISTICA DINAMICĂ

După cum s-a arătat mai sus forţa excedentară reprezintă forţa disponibilă pentru învingerea rezistenţelor drumului şi pentru accelerarea autovehiculului; aceasta este dată de relaţia:

dt

dvmsinGcosfGvAkFF att

2Rex ⋅δ⋅+α⋅+α⋅⋅=⋅⋅−= .

Forţa excedentară caracterizează dinamicitatea autovehiculului; pentru a putea compara caracteristicile dinamice ale unor vehicule diferite se utilizează o mărime adimensională numită factor dinamic, care este raportul dintre forţa excedentară şi greutatea autovehiculului:

64

Fig. 5.5 – Randamentul de tracţiune în funcţie de coeficientul de utilizare a aderenţei [Tecuşan, Niţescu]

t

2R

t

ex

G

vAkF

G

FD

⋅⋅−== ,

sau:

dt

dv

gsincosf

Gdt

dvmsinGcosfG

Dt

att

⋅δ+α+α⋅=⋅δ⋅+α⋅+α⋅⋅

= .

Ţinând cont că: α+α⋅=ψ sincosf

rezultă:

dt

dv

gD ⋅δ+ψ= .

Curbele de variaţie ale factorului dinamic D în funcţie de viteza de deplasare v, pentru toate treptele cutiei de viteze, formează aşa-numita caracteristică dinamică a autovehiculului respectiv (fig. 5.6).

Din relaţia de definiţie a factorului dinamic se observă că în cazul deplasării cu viteză constantă (dv/dt = 0) factorul dinamic devine egal cu coeficientul de rezistenţă la înaintare al căii de rulare:

α+α⋅=ψ= sincosfD sau:

( )α+⋅α= tgfcosD .

Pentru valori mici ale unghiului de pantă cosα ≈ 1; folosind notaţia tgα = p7 (panta) rezultă:

D = f + p, 7 p% = 100⋅ p; o pantă de 8% corespunde unui unghi de pantă de 4,60, iar o pantă de 10% unui unghi de 5,70.

65

de unde rezultă panta maximă ce poate fi urcată de către autovehicul atunci când se deplasează cu viteză constantă:

p = D – f.

Fig. 5.6 – Caracteristica dinamică

Dacă pe caracteristica dinamică se trasează o dreaptă orizontală la înălţimea f1 (deci pentru un anumit coeficient de rezistenţă la rulare) se poate determina panta maximă ce va fi urcată în fiecare treaptă de viteză, la o anumită viteză de deplasare, constantă (vx, fig. 5.7):

• în treapta a treia panta maximă este reprezentată de segmentul ab; • pentru treapta a doua panta maximă este dată de segmentul ac; • pentru prima treaptă panta maximă corespunde segmentului ad.

Din aceeaşi caracteristică dinamică se poate determina viteza maximă v1 cu care poate avea loc deplasarea pe un drum orizontal pentru care rezistenţa la rulare este f1. Pentru fiecare treaptă de viteză valoarea maximă a factorului dinamic Dmax (fig. 5.7) corespunde valorii maxime a valorii coeficientului de rezistenţă la înaintare a drumului ψmax care poate fi învins la deplasarea în respectiva treaptă de viteză; viteza la care se înregistrează Dmax se numeşte vireză critică, vcrt. Deplasarea stabilă a autovehiculului poate avea loc doar la viteze mai mari decât vcrt; astfel, orice reducere a vitezei de deplasare din cauza creşterii rezistenţei la înaintare a drumului are ca efect creşterea factorului dinamic, ceea ce permite învingerea rezistenţei suplimentare apărute. Deplasarea cu viteze mai mici decât vcrt este instabilă, reducerea vitezei având ca efect scăderea factorului dinamic, ceea ce va produce o nouă scădere a vitezei, proces care continuă până la oprirea autovehiculului.

66

Fig. 5.7 – Determinarea pantei maxime cu ajutorul caracteristicii dinamice

5.3. DEMARAJUL AUTOVEHICULELOR Studiul demarajului autovehiculului presupune determinarea acceleraţiei, a timpului de demaraj şi a spaţiului de demaraj. 5.3.1. Acceleraţia autovehiculului Acceleraţia autovehiculului influenţează viteza medie de deplasare a acestuia: cu cât acceleraţia pe care o poate dezvolta autovehiculului este mai mare, cu atât creşte viteza medie de deplasare. Acceleraţia poate fi determinată pornind de la factorul dinamic:

dt

dv

gD ⋅δ+ψ= ,

de unde rezultă acceleraţia:

( )δ

⋅ψ−== gD

dt

dva ,

în care δ este coeficientul de influnţă al maselor în mişcare de rotaţie (vezi 3.4). relaţia se foloseşte pentru determinarea variaţiei acceleraţie în fiecare treaptă de viteză, obţinându-se astfel caracteristica de accelare a autovehiculului (fig. 5.8a). În cazul autovehiculelor grele (autocamioane), caracteristica de accelerare poate arăta ca cea din fig. 5.8b, la care curba acceleraţiei pentru prima treaptă de viteză se află sub curba corespunzătoare celei de a doua trepte din cauza valorii mari a raportului de transmitere a mişcării, care amplifică efectul maselor aflate în mişcare de rotaţie8. Valoarea acceleraţiei este limitată de către aderenţa roţilor motoare (în special la viteze mici de deplasare):

δ⋅

ψ−⋅ϕ=ϕ

g

G

Za

t

,

8 2

m1 cvi1 ⋅ξ+ξ+=δ

67

în care Z este reacţiunea verticală ce revine punţii motoare, ϕ este coeficientul de aderenţă, iar Gt este greutatea autovehiculului. Pentru autovehiculele cu toate roţile motoare Z = Gt şi rezultă:

( )δ

⋅ψ−ϕ=ϕg

a .

Fig. 5.8 – Caracteristica de accelerare (Untaru)

5.3.2. Timpul şi spaţiul de demaraj Timpul de demaraj reprezintă timpul în care autovehiculul, pornind de pe loc, atinge 0,9⋅vmax. Timpul de demaraj se determină cu ajutorul curbei ce indică variaţia inversului acceleraţiei în funcţie de viteză (fig. 5.9). Principiul de calcul se bazează pe determinarea timpului necesar creşterii vitezei de la valoarea vj la valoarea vj+1

9: ( )

1jj

j1j1j aa

vv2t

+

++ +

−⋅=∆ .

Timpul total se obţine sumând timpii intermediari ∆tj pentru valori ale vitezei pornind de la viteza minimă şi până la viteza maximă, pentru toate treptele de viteză; calculul se face pe baza caracteristicii 1/a=f(v), trasată pentru toate treptele de viteză (fig. 5.10).

La viteza maximă acceleraţia este nulă şi deci curba 1/a tinde asimptotic către verticala corespunzătoare vitezei maxime; din acest motiv calculul timpului de demaraj se face până la atingerea valorii 0,9⋅vmax.

Spaţiul de demaraj reprezintă distanţa parcursă de către autovehicul de la pornirea de pe loc şi până la atingerea vitezei 0,9⋅vmax.

Calculul spaţiului de demaraj se realizează pe baza relaţiei:

t

sv

∆∆= ,

din care rezultă: ∆s = v ⋅ ∆t.

9 a=∆v/∆t și rezultă ∆t =∆v/a.

68

Fig. 5.9 – Schemă pentru determinarea timpului de demaraj

Fig. 5.10 – Determinarea timpului total de demaraj (Untaru)

Practic, se foloseşte curba timpului de demaraj în funcţie de viteză (fig. 5.11), folosindu-se relaţia:

( ) ( )j1j1j1j ttvv5,0s −⋅+⋅=∆ +++ .

Fig. 5.11 – Schemă pentru calculul spaţiului de demaraj

Prin însumarea tuturor spaţiilor ∆sj, pentru toate treptele de viteză, se obţine timpul total de demaraj.

69

6. CALCULUL TRACŢIUNII AUTOVEHICULELOR

Calculul tracțiunii autovehiculelor urmărește determinarea principalilor parametri ai motorului și transmisiei, astfel încât autovehiculul să realizeze performanțele impuse prin tema de proiectare. Pentru calculul tracțiunii se utilizează următoarele date inițiale: • sarcina utilă; • viteza maximă în priză directă, la deplasarea pe drum orizontal; • panta maximă a drumului pe care se poate deplasa autovehiculul în prima

treaptă a cutiei de viteze.

6.1. DETERMINAREA PUTERII MAXIME A MOTORULUI Puterea maximă a motorului se determină din condiția ca autovehiculul să atingă viteza maximă impusă prin tema de proiectare, la deplasarea pe drum orizontal, motorul funcționând pe caracteristica de turație la sarcină totală. În acest scop se utilizează caracteristica de propulsie (fig. 6.1). Se observă că viteza maximă (vmax) se atinge în momentul în care PR = Pa + Pp + Pr, adică:

ηtr ⋅Pevmax = Gt⋅(f⋅cosα + sinα)⋅vmax + k⋅A⋅vmax3,

unde Gt este greutatea autovehiculului, f este coeficientul de rezistență la rulare, k este coeficientul aerodinamic, iar A este aria maximă a secțiunii transversale a autovehiculului.

Fig. 6.1 – Caracteristica de propulsie Pr – puterea corespunzătoare rezistenței la rulare; Pp – puterea corespunzătoare rezistenței pantei; Pa – puterea corespunzătoare rezistenței aerului; PR – puterea la roată; Pe – puterea efectivă a motorului; v - viteza de deplasare.

Pe drum orizontal, α = 0 și rezultă:

ηtr ⋅Pevmax = Gt⋅f⋅vmax + k⋅A⋅vmax3

sau Pevmax = (Gt⋅f⋅vmax + k⋅A⋅vmax

3)/ηtr [W]. Turația motorului, corespunzătoare vitezei maxime de deplasare este:

r

Tmaxmaxv r

iv30n

⋅π⋅⋅

= [rot/min],

70

unde iT este raportul total de transmitere a mișcării de la arborele motor la roți, în priză directă, iar rr este raza de rulare a roţii motoare. Pentru cazul cel mai general (autocamioane, tractoare, la care transmisia conţine şi transmisii finale – vezi fig. 2.6) raportul total de transmitere a mişcării de la motor la roţile motoare este dat de relaţia:

iT = icv ⋅i0, în care icv este raportul de transmitere a mişcării pentru o anumită treaptă a cutiei de viteze, iar i0 este raportul de transmitere a mişcării pentru transmisia centrală. În cazul transmisiilor centrale duble realizate conform schemelor din fig. 6.2c şi 6.2d, raportul i0 ţine cont şi de raportul de transmitere al transmisiei finale (de la roata 11 la roata 12 pentru cazul din fig. 6.2c; de la arborele 6 la tamburul 17 al roţii, prin reductorul planetar, pentru cazul din fig. 6.2d).

Fig. 6.2 - Scheme cinematice ale transmisiilor principale [18]

a-transmisie principală simplă; b, c, d –transmisii principale duble; e-transmisie principală compusă; 1-flanşă de antrenare; 2-arborele pinionului de atac; 3-pinion de atac; 4, 8-carcase; 5-coroană conică; 6-arbore planetar; 7-diferenţial; 9,10, 10’, 11, 12-roţi dinţate cilindrice; 13-roţi

dinţate baladoare; 14-pinion planetar; 15-satelit; 16-roată dinţată cu dantură interioară; 17-tamburul roţii.

Puterea efectivă maximă a motorului și turația corespunzătoare se determină în funcție de tipul motorului: • pentru m.a.s.: Pemax = (1,05…1,15) ⋅Pevmax și nvmax = (1…1,25)⋅ nP; • pentru m.a.c.: Pemax = (1,0…1,1) ⋅Pevmax și nvmax = (0,8…0,95)⋅ nP.

Puterea maximă a motorului se poate determina și din condiția ca în prima treaptă a cutiei de viteze, autovehiculul să urce drumul având panta maximă impusă αmax cu o anumită viteză minimă vmin, motorul funcționând pe

71

caracteristica de turație la sarcină totală, la turația de cuplu maxim nM. Această cerinţă ne conduce la relaţia:

ηtr ⋅PM = Gt⋅(f⋅cosαmax + sinαmax)⋅vmin + k⋅A⋅vmin3.

Viteza de deplasare fiind mică, rezistența aerului se poate neglija; puterea la turația de cuplu maxim rezultă ca fiind:

tr

minminmintM

v)sincosf(GP

η⋅α+α⋅⋅

= .

Între turația motorului și viteza de deplasare există relația:

r

kI0minM r

iiv30n

⋅π⋅⋅⋅

= ,

în care ikI este raportul de transmitere a mișcării în prima treaptă a cutiei de viteze. Puterea maximă a motorului va fi:

3

P

m

2

P

M

P

M

Mmax

n

nc

n

nb

n

na

PP

⋅−

⋅+⋅

= .

Panta maximă se alege în funcție de tipul autovehiculului, astfel: • pentru autovehicule cu o punte motoare: αmax = 17…190; • pentru autovehicule cu capacitate de trecere mărită: αmax = 28…320.

Problema poate fi pusă şi invers, astfel încât să se determine, pentru un motor dat, panta maximă ce poate fi urcată în prima treaptă, cu o anumită viteză minimă v1min. În acest caz se determină rezistenţa totală maximă a drumului:

min1t

trMmax vG

P

⋅η⋅

=ψ ,

în care: .sincosf maxmaxmax α+α⋅=ψ

Printr-o serie de transformări se obţine în final:

ψ+ψ−+−

⋅=αmax

2max

2

max f

f11arctg2 .

6.2. DETERMINAREA RAPOARTELOR DE TRANSMITERE ALE TRANSMISIEI PRINCIPALE ŞI CUTIEI DE VITEZE

Raportul de transmitere al transmisiei centrale se determină din condiția ca, în priză directă (icv = 1), autovehiculul să se deplaseze pe un drum orizontal cu viteza maximă impusă prin tema de proiectare, motorul funcționând pe caracteristica de turație la sarcină totală.

Ținând cont de cele precizate mai sus, rezultă raportul de transmitere al transmisiei principale ca fiind:

72

max

rmaxv0 v30

rni

⋅⋅⋅π

= ,

Raportul de transmitere al primei trepte a cutiei de viteze se calculează punând condiția ca autovehiculul să urce drumul având panta maximă impusă prin tema de proiectare, motorul funcționând pe caracteristica de turație la sarcină totală, la turația de cuplu maxim. Viteza de deplasare fiind mică, rezistența aerului poate fi neglijată. Calculul se desfășoară în trei etape: • se determină viteza cu care autovehiculul urcă panta, folosind ecuația

bilanțului de puteri: ηtr ⋅PM = Gt⋅(f⋅cosαmax + sinαmax)⋅vcr,

în care vcr este viteza critică în prima treaptă a cutiei de viteze (viteza de deplasare pe drum având panta maximă). Din această relaţie rezultă viteza critică:

( )maxmaxt

Mtrcr sincosfG

Pv

α+α⋅⋅⋅η

= .

• se determină raportul de transmitere al primei trepte a cutiei de viteze:

cr0

rMki vi30

rni

⋅⋅⋅⋅π

= .

• se verifică dacă în prima treaptă a cutiei de viteze forţa la roată este mai mică decât forţa de aderenţă la calea de rulare:

'Gr

iiM

r

trkI0maxe ⋅ϕ<η⋅⋅⋅

,

unde ϕ este coeficientul de aderență, iar G’ este greutatea pe puntea motoare, pentru cazul urcării pantei. Dacă această condiție nu este îndeplinită, panta maximă trebuie micșorată. Pentru cazul punții față motoare, greutatea ce revine punții se determină cu ajutorul relației:

maxtg

1 cosG

L

h1

L

b

'G α⋅⋅ϕ⋅+

= ,

în care hg este înălțimea centrului de greutate. Pentru cazul punții spate motoare, greutatea ce revine punții este:

maxtg

2 cosG

L

h1

L

a

'G α⋅⋅ϕ⋅−

= .

Dacă ambele punți ale autovehiculului sunt motoare, greutățile pe punți vor fi:

73

maxt

g

2maxt

g

1 cosGL

h

L

a'G;cosG

L

h

L

b'G α⋅⋅

ϕ⋅+=α⋅⋅

ϕ⋅−= .

Determinarea numărului de trepte ale cutiei de viteze se face presupunând că (fig. 6.3): • schimbarea treptelor are loc instantaneu, astfel încât viteza maximă atinsă în

treapta inferioară este egală cu viteza minimă corespunzătoare treptei superioare;

• motorul funcționează pe caracteristica de turație externă, între turațiiile n1 și n2 (de obicei, n1 = nM, iar n2 = nvmax).

Fig. 6.3 – Schema pentru determinarea numărului treptelor de viteză

Conform celor menționate mai sus, rezultă:

vmaxI = vminII; vmaxII = vminIII;….;vmax(n-1) = vmin(n), unde n este numărul treptelor de viteză. Dar, pentru o treaptă de viteză oarecare j, putem scrie:

kj0

r

ii

r

30

nv

⋅⋅⋅π= sau

kji

nctv ⋅= ,

adică:

....i

n.ctv,

i

n.ctv,

i

n.ctv

kII

2IImax

kII

1IImin

kI

2Imax ===

Condiţia egalităţii vitezelor ne conduce în final la:

)n(k

)1n(k

kII

kI

1

2

i

i....

i

i

n

n −=== ,

ceea ce înseamnă că rapoartele de transmitere ale cutiei de viteză formează o progresie geometrică de rație q:

)n(k

)1n(k

kII

kI

1

2

i

i....

i

i

n

nq −==== .

Rezultă rapoartele de transmitere pentru toate treptele de viteză, pornind de la raportul de transmitere al primei trepte şi raţia progresiei geometrice:

74

1nkI

)n(k2kI

kIIIkI

kII q

ii;...;

q

ii;

q

ii −=== .

Considerând că ultima treaptă de viteză este priza directă (ik(n) = 1), rezultă:

1nkI

)n(k q

i1i −== ,

de unde rezultă numărul treptelor de viteză:

1qln

ilnn kI += .

Valoarea obținută prin calcul se rotunjește la valoarea întreagă imediat superioară. Raportul de transmitere al unei trepte oarecare j va fi:

1n jnkIkj ii − −= .

Trebuie menţionat că, în realitate, la schimbarea treptelor de viteză, motorul fiind decuplat de transmisie, viteza autovehicului scade, deci nu se respectă condiţia:

vmaxI = vminII; vmaxII = vminIII;….;vmax(n-1) = vmin(n). Ca urmare, rația progresiei geometrice scade odată cu trecerea de la

treptele inferioare către cele superioare:

)n(k

)1n(k

kIII

kII

kII

kI

i

i....

i

i

i

i −>>> .

Din relația anterioară:

1q

i1n

kI =−

se deduce rația progresiei geometrice a rapoartelor de transmitere: 1n

kIiq −= .

Rezultă deci că rația progresiei geometrice depinde de numărul treptelor de viteză, aceasta scăzând odată cu creșterea numărului de trepte. Cum q = n2/n1 și n2 este turația maximă a motorului, rezultă că scăderea lui q nu poate avea loc decât pe baza creșterii turației n1 (fig. 6.4); se observă că prin creșterea numărului de trepte (cazul b), motorul va fi exploatat între puterile P’’e1 și Pe2. Dacă numărul de trepte este mai mic (cazul a), motorul va fi exploatat între puterile P’e1 și Pe2. Cu alte cuvinte, prin creșterea numărului treptelor de viteză motorul va fi exploatat la o putere medie mai mare (deoarece P’’e1> P’e1), ceea ce conduce la creșterea economicității și la îmbunătățirea performanțelor dinamice ale autovehiculului.

Avantajul creșterii numărului treptelor de viteză poate fi pus în evidență și cu ajutorul caracteristicii dinamice a autovehiculului (fig. 6.5). Astfel, pentru o anumită pantă (p) a drumului, prin trecerea de la o cutie de viteze cu trei trepte la

75

una cu patru trepte, viteza de deplasare a autovehiculului crește de la vII la v’III; în același timp, pentru o anumită viteză de deplasare vx, panta pe care o poate urca autovehiculul crește de la px la p’x.

Fig. 6.4 – Influența numărului treptelor de viteză asupra regimului de exploatare al motorului a – trei trepte de viteză; b – patru trepte de viteză.

Creșterea numărului treptelor de viteză conduce însă la creșterea

gabaritului și greutății cutiei de viteze; în același timp, creșterea timpului necesar executării schimbării treptelor de viteză poate conduce la înrăutățirea caracteristicilor dinamice ale autovehiculului.

Fig. 6.5 – Analiza influenței numărului treptelor de viteză cu ajutorul caracteristicii dinamice f – coeficientul de rezistență la rulare; p – panta drumului

În cazul autovehiculelor prevăzute cu o treaptă de viteză de tip overdrive, în care turaţia la ieşirea din cutia de viteză este mai mare decât la intrare, raportul de transmitere al acestei trepte se adoptă în limitele 0,7...0,8.

6.3. PARTICULARIĂȚI ALE CALCULULUI TRACȚIUNII TRACTOARELOR

În cazul tractoarelor se definește forța de tracțiune la cârlig Ft ca fiind:

Ft = FR – Rr – Rp – Ra – Rd, unde:

76

- r

trtfk0eR r

iiiMF

η⋅⋅⋅⋅= - forța la roată;

- Rr = f⋅ Ga ⋅ cosα – rezistența la rulare a roților; - Rp = Ga⋅ sinα - rezistența pantei; - Ra = k⋅ A⋅v2 – rezistența aerului;

- dt

dvmR ad ⋅= - rezistența la demaraj;

- i0 – raportul de tranmitere al transmisie centrale; - ik – raportul de transmitere al cutiei de viteze și reductorului; - itf – raportul de transmitere al transmisiei finale.

Pentru vitezele uzuale de deplasare ale tractoarelor, Ra ≈ 0; presupunând că deplasarea are loc pe teren orizontal, efectuându-se cu viteză constantă, rezultă:

ar

trtfk0et Gf

r

iiiMF ⋅−

η⋅⋅⋅⋅= .

Dacă rapoartele de transmitere ale cutiei de viteză sunt termenii unei serii geometrice, motorul funcționând între turația de cuplu maxim și turația de viteză maximă, din diagrama de variație a cuplului motor în funcție de forța de tracțiune (fig. 6.6) se constată că în treptele superioare forța de tracțiune variază între limite mai restrânse decât cele corespunzătoare treptelor inferioare; în același timp, limitele de variație ale vitezei de deplasare cresc odată cu creșterea treptei de viteză (fig. 6.4).

Fig. 6.6 – Variația cuplului motor în funcție de forța de tracțiune

∆FIII < ∆FII <∆FI

Acest mod de determinare a rapoartelor de transmitere este avantajos în

cazul autovehiculelor, îmbunătățind calitățile dinamice, dar este dezavantajos pentru tractoare. Ca urmare, calculul rapoartelor de transmitere la tractoare se realizează: • impunând condiția ca, pentru toate treptele, diferența dintre viteza maximă și

cea minimă să fie constantă; • impunând condiția ca pentru toate treptele de viteză, diferența dintre forța de

tracțiune maximă și cea minimă să fie constantă. În primul caz se poate scrie că:

77

vmax(n) – v min(n) = …= vmaxII – vminII = vmaxI – vminI = a. Se observă că vitezele maxime și minime sunt termenii unei progresii

aritmetice de rație a. În acest caz, motorul va fi exploatat între limite de turație din ce în ce mai

restrânse, pe măsură ce treapta de viteză crește. Dacă presupunem că în prima treaptă de viteză motorul funcționează între turația de cuplu maxim nM și cea de putere maximă nP, se poate demonstra că pentru o treaptă de viteză oarecare j condiția vmaxj – vminj = a impune ca motorul să funcționeze între turația nM și turaţia nj, dată de relația:

MP

2MMP

j n)2j(n)1j(

n)1j(nnjn

⋅−−⋅−⋅−−⋅⋅= .

Din fig. 6.7 se observă că, față de cazul anterior (fig. 6.6), diferențele dintre limitele de variație ale forței de tracțiune sunt mai mici.

Fig. 6.7 – Diagrama cuplu – forță de tracțiune pentru cazul în care vitezele formează o progresie aritmetică MeP – cuplul la turația de putere maximă

Se demonstrează că, presupunând că raportul de transmitere al ultimei trepte este unitar (ikn =1), raportul de transmitere al unei trepte oarecare j va fi dat de relaţia:

Mn

Mjkj nn

nni

−−

= ,

în care nj este turaţia maximă a motorului în treapta respectivă, iar nn este turaţia maximă a motorului în ultima treaptă, acestea fiind determinate cu ajutorul relaţiei precedente.

În cel de al doilea caz se impune condiția ca, pentru toate treptele de viteză, diferența dintre forța de tracțiune maximă și cea minimă să fie constantă (fig. 6.8):

∆Fn = ∆Fn-1 =…= ∆FII = ∆FI. Se observă că, pe măsura trecerii de la treptele inferioare către cele

superioare, motorul va fi exploatat între turația de cuplu maxim și o turație mai apropiată de cea de putere maximă.

Pentru creșterea forței de tracțiune și micșorarea vitezei de deplasare

78

(impusă de anumite lucrări agricole – tabelul 6.1) tractoarele sunt prevăzute cu reductoare de turație suplimentare, cu două sau mai multe rapoarte de transmitere:

• valoarea inferioară a raportului de transmitere se alege apropiată sau egală cu unitatea;

• valoarea superioară se determină din condiția realizării vitezei minime impuse sau a forței de tracțiune maxime:

tfkI0min

rPred iiiv30

rni

⋅⋅⋅⋅⋅⋅π

= sau ( )

trtfkI0maxe

amaxtrred iiiM

GfFri

η⋅⋅⋅⋅⋅−⋅

= .

Fig. 6.8 – Diagrama cuplu – forță de tracțiune pentru cazul în care variația forței de tracțiune este constantă.

Tabelul 6.1 Viteza de deplasare a tractorului la executarea principalelor lucrări agricole

Lucrarea Viteza de deplasare, km/h Plantat răsaduri 0,65…1 Arat 4…9 Grăpat cu grapa cu colți 3,5…8 Semănat cereale sau legume 7…11 Cultivație totală 3,5…8 Plantarea cartofilor 5…6 Tăvălugit 5…12 Prășit porumb (prașila I-a) 4…9 Prășit porumb (prașila a II-a) 7,5…10 Lucrări de transport 4…30

Vitezele de deplasare ale tractoarelor agricole se clasifică în funcție de

destinație, conform celor prezentate în tabelul 6.2. Pentru obținerea vitezelor reduse, transmisia tractorului este prevăzută cu

două reductoare de turație; aceste viteze se folosesc pentru lucrări de plantat răsaduri, lucrări de îmbunătățiri funciare etc.

79

Tabelul 6.2 Clasificarea vitezelor de deplasare ale tractoarelor

Denumirea vitezei Tipul tractorului

Tractor pe roți Tractor pe șenile Viteza, km/h Viteza, km/h

Redusă (tehnologică) max.4 - De rezervă 4…6 4…5 De lucru 6…12 5…8,5

De transport peste 12 peste 8,5

80

7. SISTEME DE FRÂNARE PNEUMATICE UTILIZATE LA AUTOVEHICULELE DESTINATE

TRANSPORTULUI

7.1. ROL, CLASIFICARE, CERINŢE

7.1.1. Rol și clasificare Sistemul de frânare are rolul de a reduce viteza autovehiculului, eventual până la oprirea acestuia. În același timp, sistemul de frânare permite imobilizarea autovehiculului staționat, pe drum orizontal sau în pantă; de asemenea, sistemul de frânare asigură menținerea unei viteze constante a autovehiculului, la coborârea unei pante. În funcție de rolul funcțional, frânele autovehiculului se împart în: 1. Frâne principale (de serviciu), care au rolul de a asigura încetinirea și

oprirea autovehiculului aflat în mers; aceste frâne permit obținerea unor decelerații maxime de 6….7,5 m/s2 și acționează asupra tututor roților. Acționarea acestor frâne trebuie să se realizeze fără ca șoferul să ridice mâinile de pe volan.

2. Frâne de siguranță, care permit oprirea autovehiculului în cazul în care sistemul principal de frânare iese din funcțiune. Acționarea acestor frâne trebuie realizată fără ca șoferul să ridice ambele mâini de pe volan.

3. Frâne de staționare, care asigură imobilizarea autovehiculului staționat, pe drum orizontal sau în pantă, în lipsa conducătorului, pe timp nelimitat. Aceste frâne trebuie să aibă un sistem de comandă propriu, separat de cel al frânelor principale. În unele cazuri, frâna de staționare poate înlocui și frâna de siguranță.

4. Frâna auxiliară are același rol ca și frâna principală; aceasta se utilizează atunci când este necesar ca efectul ei să se adauge efectului frânei principale.

5. Frâna de încetinire are rolul de micșora solicitările și uzurile frânei principale atunci când autovehiculul coboară pante lungi (în special în regiuni muntoase).

La multe tractoare destinate lucrărilor agricole, frâna de serviciu acționează doar pe roțile din spate, având și rol de frână de staționare.

Sistemul de frânare este format din: • mecanismul de frânare propriu-zis (frânele propriu-zise); • mecanismul de acționare al frânelor.

În funcție de locul în care se găsesc, frânele propriu-zise pot fi: • montate pe roți - acționează direct asupra butucului roții; • montate pe transmisie - acționează asupra unor elemente din compunerea

transmisiei (arborele cardanic al transmisiei longitudinale, arborii planetari etc.).

După forma piesei care se află în mișcare de rotație, frânele pot fi:

81

• cu disc; • cu tambur; • combinate.

După forma pieselor fixe care produc frânarea, frânele se împart în: • frâne cu saboți; • frâne cu bandă; • frâne cu discuri (sau sectoare de disc); • frâne combinate.

Elementele care produc frânarea pot fi montate în interiorul sau în exteriorul pieselor aflate în mișcare de rotație. Cele mai utilizate tipuri de frâne utilizate pe autovehicule și tractoare sunt: • frâna cu tambur și saboți interiori, utilizată în mod curent ca frână de serviciu

și uneori ca frână de staționare (eventual montată pe transmisie); • frâna cu disc de tip deschis, utilizată în special ca frână de serviciu la

autoturisme și uneori ca frână de staționare (eventual montată pe transmisie); • frâna cu disc de tip închis, utilizată ca frână de serviciu și de staționare la

unele tractoare sau ca frână de serviciu la autobuze sau autocamioane; • frâna cu tambur și bandă exterioară, des utilizată la tractoare ca frână de

serviciu și de staționare, precum și la autovehicule ca frână de staționare montată pe transmisie.

În funcție de tipul mecanismului de acționare, frânele se împart în: • frâne cu acționare directă, la care forța de frânare se datorează exclusiv forței

exercitate de către conducătorul autovehiculului; • frâne cu acționare mixtă, la care efortul de frânare se datorează atât efortului

conducătorului, cât și energiei unui agent exterior (de exemplu aer comprimat sau ulei sub presiune); dacă servomecanismul iese din funcțiune, frâna devine una cu acționare directă.

• frâne cu servoacționare, la care momentul de frânare apare datorită energiei unui agent extern, conducătorul având doar rolul de a regla intensitatea frânării. La acest mod de acționare, scoaterea din funcțiune a servomecanismului conduce la imposibilitatea realizării frânării.

Acționarea directă a frânelor se realizează mecanic la unele tractoare și hidraulic la autoturisme.

Frânele cu acționare mixtă se utilizează de obicei la autoturisme; în acest caz, acționarea directă este hidraulică, iar servomecanismul este pus în funcțiune cu ajutorul depresiunii din galeria de aspirație a motorului sau din racordul de aspirație al unei pompe antrenate de către motor. La unele autoturisme (Citroën), servomecanismul utilizează ulei sub presiune, folosit și de către mecanismul de direcție precum și de către suspensia autoturismului.

Frânele acționate prin servomecanism utilizează, de obicei, aerul sub presiune.

În funcție de numărul de circuite prin care sistemul de comandă asigură acționarea frânelor, mecanismul de acționare poate fi:

82

• cu un circuit, care asigură acționarea tuturor frânelor; • cu două sau mai multe circuite, fiecare circuit asigurând acționarea frânelor

unei punți (sau a unui grup de punți) a autovehiculului. Sistemele de frânare cu mai multe circuite măresc siguranța circulației, utilizarea acestora fiind practic generalizată în prezent la autovehiculele rutiere.

7.1.2. Cerințe Una din principalele cerințe impuse sistemului de frânare este legată de realizarea anumitor decelerații minime impuse. Din acest punct de vedere, vehiculele se împart în următoarele clase: • clasa L – vehicule cu motor cu mai puțin de patru roți (motorete, motociclete,

scutere etc.); • clasa M – vehicule cu motor cu cel puțin 4 sau 3 roți, cu masa totală maximă

de peste 1000 kg, destinate transportului de persoane (autoturisme, microbuze, autobuze);

• clasa N – vehicule pentru transport de marfă, având cel puțin 3 sau 4 roți și o masă totală maximă de peste 1000 kg (autocamioane);

• clasa O – remorci și semiremorci. Decelerațiile și spațiile de frânare minime impuse sistemulor de frânare

ale vehiculelor din clasele M și N sunt prezentate în tabelul 7.1. Pentru aprecierea calităților sistemului de frânare se mai utilizează și

coeficientul de frânare cf, precum și curbele de utilizare a aderenței. Coeficientul de frânare este dat de relația:

g

ac f

f = ,

unde af este decelerația la frânare. Pentru sistemele de frânare ale autovehiculelor se impune condiția:

cf ≥ 0,1+0,85⋅(ξ - 0,2). Curbele de utilizare a aderenței reprezintă dependența dintre coeficientul de utilizare a aderenței și coeficientul de frânare. Pentru calculul coeficientului de utilizare a aderenței (forța tangențială specifică) se utilizează relația:

i

i

Z

X=ξ ,

unde Xi este reacțiunea tangențială pe axa i, iar Zi este reacțiunea verticală pe acea axă; curba de aderență pentru puntea față trebuie să fie deasupra curbei pentru puntea spate (fig. 7.1).

Timpul de răspuns al sistemului de frânare reprezintă intervalul scurs din momentul apăsării pedalei de frână și până la atingerea decelerației maxime (t2 , fig. 7.2). Valorile maxime admise pentru acest parametru sunt: • la frânele acționate mecanic sau hidraulic: t2 = 0,25…0,35 s; • la fânele acționate pneumatic: t2 = max. 0,6 s pentru axa cea mai îndepărtată.

Decalajul între momentele intrării în funcțiune ale frânelor aceleiași punți nu trebuie să depășească 0,05…0,1 s.

83

Tabelul 7.1. Cerințe impuse sistemelor de frânare ale vehiculelor din clasele M și N

Categoria Frâna

Viteza de

încer-care (v),

km/h

Forța aplicată elementului de

comandă, N Spațiul minim de frânare, m

Decele-rația

medie admisă,

m/s2

cu picio-

rul

cu mâna

M1 (maxim 8+1 locuri pe scaune)

de serviciu

80 500 - Sf≤0,1⋅v+v2/150 am≥5,8

de siguranță

80 - 400 Sf≤0,1⋅v+2⋅v2/150 am≥2,9

M2 (peste 8 locuri pentru

pasageri)

de serviciu

60 700 - Sf≤0,15⋅v+v2/130 am≥5

de siguranță

60 - 600 Sf≤0,15⋅v+2⋅v2/130 am≥2,5

M3 (peste 8 locuri pentru

pasageri, peste 5000

kg)

de serviciu

60 700 - Sf≤0,15⋅v+v2/130 am≥5

de siguranță

60 - 600 Sf≤0,15⋅v+2⋅v2/130 am≥2,5

N1 (sub 3500 kg)

de serviciu

70 600 - Sf≤0,15⋅v+2⋅v2/115 am≥5

de siguranță

80 - 400 Sf≤0,1⋅v+2⋅v2/150 am≥2,2

N2 (3500…120

00 kg)

de serviciu

60 700 - Sf≤0,15⋅v+v2/130 am≥5

de siguranță

50 - 600 Sf≤0,15⋅v+2⋅v2/115 am≥2,2

N3 (peste 12000 kg)

de serviciu

60 700 - Sf≤0,15⋅v+v2/130 am≥5

de siguranță

40 - 600 Sf≤0,15⋅v+2⋅v2/115 am≥2,2

În scopul asigurării stabilității traiectoriei autovehiculului pe timpul

frânării, forțele de frânare trebuie să fie uniform distribuite între roțile aceleiași punți. Dezechilibrul relativ între frânele aceleiași punți se determină cu relația:

[ ]%100X

XXD

M

mMr ⋅

−=

unde XM este reacțiunea tangențială având valoarea cea mai mare, iar Xm este reacțiunea tangențială având valoarea cea mai mică (măsurate pe roțile aceleiași punți). Dezechilibrele maxime admise sunt de: • max. 20% pe axa față și 30% pe axa spate, dacă dezechilibrele sunt inverse

(forța cea mai mare pe axa față este pe partea opusă forței mai mari de pe puntea spate);

84

• max. 10% pe puntea față și 30% pe puntea spate, dacă dezechilibrele sunt pe aceeași parte.

Fig. 7.1. - Curbele de utilizare a aderenței pentru vehicule din clasa M1

Fig. 7.2 - Diagrama frânării autovehiculului t1 - timpul de percepție-reacție; t2 - timpul de răspuns al sistemului de frânare; t3 - perioada de frânare cu decelerație maximă; t4 - timpul necesar încetării acțiunii de frânare a sistemului.

Forța de frânare produsă de către frâne trebuie să fie direct proporțională cu forța de acționare a pedalei, ceea ce asigură progresivitatea frânării. Pentru frâna de serviciu, forța maximă de acționare a pedalei nu trebuie să depășească: • 70 daN, la o cursă de maximum 180 mm, pentru autobuze și autocamioane; • 50 daN, la o cursă de maximum 150 mm pentru autoturisme.

Pentru frâna de staționare, forța maximă de acționare a levierului de comandă nu trebuie să depășească 40 daN, la o cursă maximă de 300 mm a capătului acestuia.

Având în vedere că momentul de frânare scade odată cu creșterea temperaturii frânei (din cauza micșorării coeficientului de frecare dintre elementul mobil și garniturile de fricțiune), în construcția frânei trebuie prevăzute soluții constructive care să asigure răcirea acesteia, pentru ca temperatura să nu depășească 3000C.

Frânele trebuie să fie astfel construite încât să permită reglarea periodică (manual sau automat) a jocului dintre elementul mobil și garniturile de fricțiune, ceea ce asigură reducerea timpului de răspuns al sistemului și menținerea forțelor de frânare la valorile optime.

Fiabilitatea ridicată a sistemului de frânare se obține prin utilizarea unor sisteme cu mai multe circuite, prin dotarea acestuia cu senzori pentru nivelul

85

lichidului din rezervor sau pentru presiunea aerului din circuitele de aer comprimat, prin folosirea unor garnituri de fricțiune cu rezistență mecanică ridicată etc.

7.2. CALCULUL TIMPULUI ȘI SPAȚIULUI DE FRÂNARE

Din ecuația bilanțului de forțe la frânare se obține decelerația de frânare ca fiind:

'm

vAkcosfGsinGcosGa

a

2

aaaf δ⋅

⋅⋅+α⋅⋅+α⋅+α⋅⋅ϕ= ,

în care ϕ este coeficientul de aderență, α este unghiul de pantă, f este coeficientul de rezistență la rulare al roților, k este factorul aerodinamic, A este aria frontală maximă a autovehiculului, v este viteza de deplasare, iar δ' este coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație, la frânarea cu motorul decuplat de transmisie. Se fac următoarele ipoteze simplificatoare: • α = 0 (deplasare pe drum orizontal); • rezistența aerului se neglijează; • δ' ≈ 1 (valori cuprinse între 1,02 şi 04 la frânarea cu motorul decuplat).

Cu aceste simplificări obținem:

( )dt

dvfga f −=+ϕ⋅= .

Timpul necesar frânării până la oprire va fi:

( ) ( ) +ϕ⋅=

+ϕ⋅−=

0

vf fg

v

fg

dvt .

Spațiul necesar frânării până la oprire rezultă din relația:

( )dt

ds

ds

dv

dt

dvfg ⋅==+ϕ⋅−

sau:

( ) ( )fg

dvvdsv

ds

dvfg

+ϕ⋅⋅−=⋅=+ϕ⋅− .

În final obținem spațiul parcurs până la oprirea autovehiculului:

( ) ( ) +ϕ⋅⋅=

+ϕ⋅⋅−=

0

v

2

f fg2

v

fg

dvvs .

Având în vedere că f este cel puțin cu un ordin de mărime mai mic decât coeficientul de aderență, putem scrie:

ϕ⋅⋅≈

g2

vs

2

f.

Dacă se ține cont de procesul real de frânare (fig. 7.2), spațiul minim de

86

frânare se calculează cu o formulă corectată:

( )αα⋅ϕ⋅⋅+

+⋅=sincos254

vk

2

ttvs

2

f21f

m

,

în care timpul de percepție-reacție (t1) este de 0,3…1,6 s (în funcție de vârsta și starea conducătorului), iar coeficientul de eficacitate a frânării (kf) este de 1,3 pentru autoturisme și de 1,85 pentru autobuze și autocamioane.

7.3. ACŢIONAREA PNEUMATICĂ A FRÂNELOR

7.3.1. Tipuri de sisteme pneumatice de acționare a frânelor Acționarea pneumatică a frânelor se utilizează la autocamioane, autobuze, tractoare destinate tractării remorcilor, autovehicule speciale, remorci etc. Principalul dezavantaj al acționării pneumatice a frânelor constă în întârzierea cu care se atinge presiunea de regim în camerele sau cilindrii de frânare. În funcție de numărul de conducte utilizate pentru frânarea remorcii, sistemele pneumatice de frânare pot fi: • cu o conductă; • cu mai multe conducte.

Sistemul pneumatic cu o conductă utilizează o singură conductă de legătură între sistemul de frânare al remorcii și sistemul de frânare al autovehiculului tractor. Acest sistem are avantajul de a fi simplu din punct de vedere constructiv și de a permite un reglaj care să asigure începerea frânării remorcii înaintea frânării autovehiculului, asigurându-se astfel stabilitatea autotrenului în timpul frânării. Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentată în fig. 7.3.

Fig. 7.3 – Sistem de frânare acționat pneumatic, cu o singură conductă

1-compresor; 2-filtru; 3-regulator de presiune; 4, 4’-rezervoare de aer; 5-supapă de trecere; 6-distribuitor acționat de pedala de frână; 7-manetă pentru acționarea frânei de staționare;

8-distribuitor pentru acționarea frânei remorcii; 9-cilindri de frânare; 10-robinet; 11-supapă de cuplare.

87

Aerul comprimat este produs de către compresorul (1) și este stocat în rezervoarele (4) și (4’). Pentru a se reduce timpul necesar intrării în funcțiune a sistemului de frânare (materializat prin atingerea presiunii de regim în rezervoare), rezervorul (4’) este conectat la circuitul de aer prin intermediul supapei de trecere (5), care se deschide doar după ce presiunea în rezervorul (4) a ajuns la valoarea minimă necesară funcționării sistemului. Cilindrii de frânare (9) sunt alimentați cu aer sub presiune, proporțional cu apăsarea pedalei de frână, prin intermediul distribuitorului (6). Atât timp cât pedala de frână nu este acționată, prin intermediul distribuitorului (8), a robinetului (10) și a supapei de cuplare (11), aerul sub presiune este trimis către rezervorul de aer comprimat al frânei. La apăsarea pedalei de frână, aceasta acționează atât distribuitorul (6), cât și distribuitorul (8) al remorcii; în acest moment, conducta de legătură dintre autovehicul și remorcă este pusă în legătură cu atmosfera, frânarea remorcii fiind realizată cu ajutorul aerului comprimat din rezervoarele acesteia. Acest lucru este posibil datorită unui distribuitor pneumatic, pilotat, care este parte componentă a sistemului de frânare a remorcii (vezi fig. 7.28). Maneta (7) acționează mecanic frâna de staționare a autovehiculului precum și distribuitorul (8), comandând astfel frânarea remorcii. Sistemele pneumatice cu mai multe conducte utilizează una din conducte pentru alimentarea cu aer a rezervorului remorcii, celelalte fiind folosite pentru comanda frânării remorcii. În fig. 7.4 este prezentată schema de principiu a unui sistem de frânare cu un circuit pentru acționarea frânelor autovehiculului și două conducte pentru acționarea frânelor remorcii. La acest sistem, conducta (9) asigură alimentarea cu aer a sistemului de frânare al remorcii, în timp ce acționarea frânelor remorcii se realizează prin trimiterea aerului sub presiune prin conducta (10).

Fig. 7.4 – Sistem de frânare cu un circuit și două conducte

1-compresor; 2-filtru; 3-regulator de presiune; 4-rezervor; 5-distribuitor acționat de pedala de frână; 6-cilindri de frânare; 7-robinet pentru acționarea frânei de staționare; 8-robinet de siguranță; 9, 10-conducte pentru alimentarea remorcii; 11, 13-robinete; 12, 14-supape de cuplare; 15-

distribuitor; 16-supapă de trecere.

88

Acționarea frânelor autovehiculului se realizează prin apăsarea pedalei de frână, ce acționează asupra distribuitorului (5). Aerul sub presiune trimis către cilindrii de frână trece prin distribuitorul (15) și deschide supapa de trecere (16). Astfel, aerul sub presiune din rezervorul (4) poate trece către conducta (10), asigurând acționarea frânelor remorcii (comanda frânelor remorcii se realizează prin umplerea sau golirea de aer a conductei de comandă 10). Robinetul de siguranță (8) întrerupe trecerea aerului către conducta (9) de alimentare a remorcii în cazul în care presiunea aerului din sistemul pneumatic al autovehiculului scade sub 5,5 daN/cm2. Frâna de staționare este pusă în funcțiune prin acționarea manetei de comandă a distribuitorului (7), realizându-se astfel trimiterea aerului sub presiune atât către cilindrii de frânare ai autovehiculului, cât și către remorcă, prin distribuitorul pilotat (15) și conducta (10). În fig. 7.5 este prezentată schema unui sistem pneumatic de frânare cu două circuite pentru acționarea frânelor autovehiculului și două conducte pentru alimentarea sistemului de frânare al remorcii.

Fig. 7.5 – Sistem de frânare pneumatic cu două circuite și două conducte

1-compresor; 2-filtru; 3-regulator de presiune; 4’, 4’’-rezervoare; ; 5-distribuitor acționat de pedala de frână; 6-cilindri de frânare; 7-manetă pentru acționarea frânei de staționare; 8-

distribuitor pentru frâna de staționare; 9-robinet de siguranță; 10, 12-conducte pentru frânarea remorcii; 11-robinet; 13, 14-supape de cuplare; 15-supapă de siguranță pentru două circuite.

Sistemul este prevăzut cu două circuite de aer comprimat: unul pentru puntea față și remorcă și al doilea pentru puntea spate. Cele două circuite sunt prevăzute cu câte un rezervor de aer comprimat, (4) și respectiv (4’), alimentate cu aer comprimat de către compresorul (1) prin intermediul supapei de siguranță (15). Aceasta are rolul de a separa unul din cele două circuite de restul instalației în cazul scăderii presiunii pe circuitul respectiv, din cauza unor defecțiuni. Conducta (10) asigură alimentarea cu aer comprimat a rezervoarelor remorcii, prin intermediul robinetului de siguranță (9), care separă circuitul

89

remorcii în cazul scăderii presiunii din circuitul pneumatic al autovehiculului. Pedala de frână a autovehiculului acționează asupra distribuitorului dublu (5); o secțiune a acestuia comandă frânarea punții față și a remorcii (prin distribuitorul 8 și conducta de comandă 12), în timp ce a doua secțiune comandă frânarea punții spate. Maneta (7) de comandă a frânei de staționare acționează asupra distribuitorului (8). În fig. 7.6 este prezentată schema unui sistem de frânare pneumatic cu două circuite trei conducte.

Fig. 7.6 – Sistem de frânare cu două circuite și trei conducte

1-compresor; 2-regulator de presiune cu filtru; 3-rezervoare de aer; 4-distribuitor comandat de pedala de frână; 5-camere de frânare; 6-robinet de comandă a frânei de staționare; 7-conductă

pentru frâna de serviciu a remorcii; 8-conductă pentru frâna de staționare a remorcii; 9-conductă de alimentare cu aer a remorcii; 10-manometre.

Acest sistem se deosebește prin faptul că este prevăzut cu o conductă

separată pentru acționarea frânei de staționare a remorcii. Unul din circuitele sistemului este utilizat pentru acționarea frânelor autovehiculului, în timp ce al doilea circuit este utilizat pentru frânarea remorcii. Alimentarea cu aer a rezervoarelor remorcii se realizează prin conducta (9). Conducta (7), conectată la distribuitorul comandat de către pedala de frână, asigură frânarea remorcii. Frâna de staționare este pusă în funcțiune de către robinetul (6), aceasta intrând în funcțiune la golirea circuitului respectiv de aerul

90

sub presiune. În acest scop, camerele de frânare (5) ale punții spate au o construcție specială. Conducta (8) realizează acționarea frânei de staționare a remorcii. În fig. 7.7 este prezentată schema de principiu a unui sistem de frânare comandat pneumatic și controlat electronic.

Fig. 7.7 - Sistem pneumatic de frânare, controlat electronic

P - sursa de aer comprimat; 1-rezervoare de aer; 2, 3 - racorduri frâne remorcă; 4-camere de frânare cu membrană; 5-cilindri pneumatici de frânare; 6-burduf pneumatic suspensie; 7-senzori

turație roți; 8-modul comandă frână remorcă; 9-distribuitorul frânei de serviciu; 10-module control presiune frânare; 11-senzor încărcare punte spate; 12-senzori uzură garnituri de fricțiune; 13-unitate electronică centrală; 14-mufă conectare remorcă; 15, 16, 17-magistrale comunicație.

Se observă că fiecare frână este controlată de către un modul pneumatic

(10), controlul electronic fiind asigurat de către unitatea centrală (13). Fiecare modul (10) primește informații privind viteza unghiulară a roții asupra căreia acționează frâna respectivă. Frânarea punții spate este corelată cu încărcarea acesteia, în acest scop puntea fiind prevăzută cu traductorul de poziție (11). Controlul frânării remorcii (cu două conducte) este asigurat de către modulul (8), conectat la unitatea centrală (13) prin magistrala (15).

91

7.3.2. Elementele componente ale sistemelor de frânare pneumatice Regulatorul de presiune cu filtru Acesta are rolul de menține o presiune constantă în sistemul pneumatic, indiferent de turația compresorului. Fig. 7.8 prezintă construcția regulatorului de presiune cu filtru.

Fig. 7.8 – Regulator de presiune cu filtru

1-piuliță; 2-șurub de reglaj; 3-suprafață de presare; 4, 26-carcase; 5-supapă de sens unic; 6, 9, 13, 17, 21, 31, 32-arcuri; 7-șurub de obturare; 8-supapă pentru umflarea pneurilor; 10-racord pentru umflarea pneurilor; 11-element filtrant; 12, 19, 23, 28-garnituri; 14-piston; 15-racord de legătură

cu atmosfera; 16, 30, 33-talere; 18-capac inferior; 20-supapă; 22-dop de ghidaj; 24-șaibă; 25-siguranță; 27-membrană; 29-inel de presiune.

Aerul refulat de către compresor intră în regulator prin racordul (I), trece prin elementul filtrant (11), deschide supapa de sens unic (5) și iese către restul instalației prin racordul (O). În același timp, aerul comprimat acționează și asupra membranei (27) a regulatorului de presiune. În momentul în care forța datorată presiunii devine mai mare decât forța elastică a arcurilor (31, 32) (7,3 daN/cm2 la sistemele cu două două conducte, respectiv 5,3 daN/cm2 la sistemele cu o conductă), membrana se ridică și permite trecerea aerului către pistonul (14); acesta coboară și deschide astfel supapa (20), surplusul de aer fiind eliberat în

92

atmosferă prin racordul (15). Supapa (20) se închide în momentul în care presiunea aerului scade la 6,2 daN/cm2 la sistemele cu două conducate, respectiv 4,8 daN/cm2 la sistemele cu o conductă. Astfel, presiunea aerului este menținută permanent între cele două valori limită. La racordul (10) se poate cupla, prin intermediul unei piese speciale, un furtun pentru umflarea cu aer a pneurilor; la cuplarea furtunului respectiv, supapa (8) se deplasează către dreapta, permițând trecerea aerului comprimat către furtun. Supapa de siguranță pentru două circuite Aceasta se utilizează la sistemele de frânare cu două circuite, asigurând alimentarea cu aer comprimat a celor două circuite și permițând funcționarea acestora independent unul de celălalt. În cazul în care, datorită defectării unui circuit, presiunea pe acesta scade, supapa izolează circuitul respectiv, evitându-se astfel pierderea aerului comprimat din întregul sistem. Construcția supapei de siguranță pentru două circuite este prezentată în fig. 7.9

Fig. 7.9 – Supapa de siguranță pentru două circuite 1-corp; 2, 3-racorduri; 4, 5-pistoane; 6-arc

Supapa este formată din corpul (1), în care se găsește racordul (L) de legătură cu compresorul. Prin racordurile (2) și (3) se alimentează cu aer cele două circuite, (B1) și (B2). Sub acțiunea presiunii aerului, cele două pistoane (4) și (5) se apropie unul de celălalt, comprimând arcul (6), deschizând trecerea aerului către cele două circuite. Dacă presiunea pe unul din circuite scade sub 5,5 daN/cm2, pistonul corespunzător circuitului respectiv este apăsat de către arc pe scaunul său, circuitul respectiv fiind astfel izolat față de restul instalației. Supapa de trecere

Aceasta se utilizează la schema din fig. 7.3, deschizând trecerea aerului spre cel de al doilea rezervor doar după ce în primul rezervor presiunea a devenit suficient de mare pentru a asigura funcționarea sistemului de frânare. În acest fel, timpul necesar pornirii de pe loc a autovehiculului, după o staționare îndelungată se scurtează (pornirea de pe loc nu este permisă decât după atingerea unei presiuni minime, necesare funcționării sistemului de frânare). Schema acestei supape este prezentată în fig. 7.10.

Racordul (1) al supapei se conectează la circuitul primului rezervor de aer, în timp ce racordul (2) este conectat la circuitul celui de al doilea rezervor. În

93

momentul în care presiunea în primul rezervor a devenit suficient de mare, membrana (3) se ridică și deschide trecerea aerului către racordul (2), asigurându-se astfel umplerea celui de al doilea rezervor. În cazul în care presiunea din primul rezervor devine mai mică decât presiunea în cel de al doilea, diferența de presiune deschide supapa de sens unic (6), astfel încât sistemul este alimentat cu aer din cel de al doilea rezervor.

Fig. 7.10 – Supapă de trecere 1, 2-racorduri; 3-membrană; 4-arc; 5-șurub de reglaj; 6-supapă de sens unic.

Robinetul de siguranță Robinetul de siguranță se utilizează la sistemele de frânare cu două conducte, realizând alimentarea cu aer a remorcii, din circuitul de aer al autovehiculului. În cazul în care presiunea din sistemul pneumatic al autovehiculului scade sub 5,5 daN/cm2, robinetul întrerupe alimentarea cu aer a rezervoarelor remorcii. Construcția robinetului de siguranță este prezentată în fig. 7.11. Se observă că trecerea aerului dinspre racordul (A), conectat la circuitul de aer al autovehicolului, către racordul (B), conectat la conducta de alimentare cu aer a remorcii, nu este posibilă decât dacă presiunea aerului în circuitul principal este suficient de mare pentru a învinge forța elastică a arcurilor (4) și (5) și a realiza ridicarea membranei (2). La scăderea presiunii în circuitul principal, membrana se așează pe sediul său, decuplând circuitul remorcii de cel al autovehicolului. Supapa de sens unic (11) împiedică ridicarea membranei (2) sub acțiunea presiunii din rezervoarele remorcii. Distribuitorul frânei de serviciu Acesta are rolul de asigura aerului care ajunge la camerele de frânare o presiune proporțională cu apăsarea pedalei de frână; astfel, intensitatea frânării va fi proporțională cu forța cu care este acționată pedala de frână.

94

Fig. 7.11 – Robinet de siguranță 1-carcasă inferioară; 2-membrană; 3, 6-talere; 4, 5-arcuri; 7-carcasă superioară; 8-piuliță de blocare; 9-șurub de reglaj; 10-garnitură; 11-supapă de sens unic; 12-siguranță.

În fig. 7.12 este prezentată construcția și funcționarea distribuitorului utilizat la sistemele de frânare cu un singur circuit. Atât timp cât pedala de frână (4) nu este acționată (fig. 7.12a), camerele (cilindrii) de frânare, conectate la racordul (2), sunt puse în legătură cu atmosfera prin canalul (12), practicat în pistonul (8). În același timp, supapa (3) menține închis racordul (1), alimentat cu aer sub presiune.

a) b) c) Fig. 7.12 – Distribuitorul frânei de servici, sistemul de frânare cu un circuit

1-racord de alimentare cu aer comprimat; 2-racord de legătură cu cilindrii de frânare; 3-supapă-disc; 4-pedală de frână; 5-tijă; 6-taler; 7, 10, 11-arcuri; 8-piston; 9-spațiul din spatele pistonului;

12-canal executat în piston. La apăsarea pedalei de frână (fig. 7.12b), tija (5) deplasează în jos pistonul (8)

prin intermediul talerului (6) și al arcului (7). Ca urmare, partea inferioară a

95

pistonului intră în contact cu supapa-disc (3), ceea ce are ca efect producerea următoarelor fenomene: • obturarea canalului (12), executat în piston, de către supapa (3); legătura

dintre camerele de frânare și atmosferă este astfel întreruptă; • deschiderea racordului (1) de către supapa (3), aerul sub presiune putând trece

către camerele de frânare. Presiunea aerului trimis către camerele de frânare depinde de echilibrul ce

se stabilește între forța datorată presiunii aerului, care se exercită din spațiul (9) asupra pistonului, și forța elastică a arcului (7), care depinde de apăsarea pedalei de frână. În momentul în care forța datorată presiunii devine mai mare decât forța elastică a arcului, supapa (3) se închide și alimentarea cu aer a camerelor de frânare încetează. Astfel, presiunea aerului din camerele de frânare (și deci forța de frânare) depinde de poziția pedalei de frână - odată cu creșterea unghiului de apăsare a pedalei, crește și forța de frânare.

La apăsarea pedalei de frână până la capăt de cursă (fig. 7.12c), forța elastică a arcului (7) nu mai poate fi echilibrată de către forța datorată presiunii aerului, supapa (3) rămânând permanent deschisă. Astfel, presiunea din camerele de frânare va fi maximă și forța de frânare va fi de asemenea maximă. La eliberarea pedalei de frână, arcul (11) asigură închiderea supapei-disc (3), iar arcul (10) readuce pistonul în poziția inițială. Trebuie remarcat faptul că, datorită corelației existente între presiunea ce se aplică pistonului (8) și apăsarea pedalei de frână, acesteia i se aplică o reacțiune proporțională cu forța de frânare, ceea ce face ca reacțiunea care este percepută de conducător să fie dependent de forța de frânare. În fig. 7.13 este prezentată construcția distribuitorului utilizat la sistemele de frânare cu două circuite. Se observă că în acest caz în carcasa (16) se găsesc două distribuitoare asemănătoare celui utilizat la sistemele cu simplu circuit. Racordul (Z1) este conectat la cilindrii de frânare ai punții spate, în timp ce racordul (Z2) pune în funcțiune cilindrii de frânare ai punții față și ai remorcii. Fiecare distribuitor este alimentat din câte un rezervor de aer prin racordurile (V1) și (V2); atât timp cât pedala de frână nu este acționată, supapele tronconice (4) obturează racordurile de alimentare cu aer comprimat și pun în legătură cu atmosfera cilindrii de frânare.

Prin acționarea pedalei de frână se modifică tensiunea arcurilor (11), ceea de face ca presiunea aerului trimis către camerele de frânare să fie proporțională cu apăsarea pedalei de frână. Distribuitorul pentru acționarea frânei remorcii La sistemele de frânare cu o conductă pentru remorcă, acest distribuitor are rolul de a asigura acționarea frânelor remorcii atunci când este acționată frâna de serviciu a autovehiculului, prin golirea (aerisirea) conductei de legătură. În fig. 7.14 este prezentată construcția unui astfel de distribuitor.

96

a)

b)

Fig. 7.13 – Distribuitorul frânei de servici, sistemul de frânare cu două circuite a-construcție; b-schemă funcțională;

1-dop filetat; 2, 13, 20-inele de etanșare; 3, 11, 15, 19, 23-arcuri; 4-supapă; 5-taler; 6-colier; 7-tampon de acționare; 8, 9-capace; 10-piesă de acționare; 12-piston; 14-știft de blocare; 16-carcasă;

17-capac intermediar; 18-inel de sprijin; 21, 22-siguranțe; V1, V2 – racorduri de legătură cu rezervoarele de aer; Z1, Z2-racorduri de legătură cu cilindrii de frânare; E-racord de legătură cu

atmosfera. Distribuitorul este prevăzut cu următoarele racorduri: • V, pus în legătură cu circuitul de aer al autovehicolului; • A, conectat la conducta de legătură cu remorca; • Z, conectat la circuitul de alimentare al cilindrilor de frânare ai

autovehicolului; • E, de legătură cu atmosfera.

Atât timp cât pedala de frână nu este acționată, aerul sub presiune ce sosește la racordul (V) trece pe lângă supapa (7) către remorcă, prin racordul (A); racordul (Z) se găsește la presiunea atmosferică. La apăsarea pedalei de frână, prin racordul (Z) distribuitorului i se aplică presiunea din sistemul de acționare al frânelor autovehicolului. Atunci când presiunea la acest racord atinge valoarea de 0,3 daN/cm2, pistonul (25) coboară, deplasând pistonul inferior (17) și tija (1); ca urmare, supapa (8) începe să coboare. pentru o poziție oarecare a pedalei de frână, presiunea din racordul (A) de legătură cu remorca va depinde de presiunea din circuitul de frânare al autovehicolului și poziția supapei (8) (o parte din aerul sosit prin racordul V trece către racordul A, iar o parte trece prin canalul interior al tijei 1 și iese în atmosferă

97

prin filtrul 14 și racordul E). Cu alte cuvinte, pe măsură ce presiunea din camerele de frânare ale autovehicolului crește, presiunea din racordul (A) scade, asigurându-se astfel o frânare progresivă a remorcii. Intrarea în funcțiune a distribuitorului de la o valoare mică a presiunii în circuitul de alimentare al cilindrilor de frânare (0,3 daN/cm2) permite intrarea în funcțiune a frânei remorcii înaintea frânei autovehicolului, asigurându-se stabilitatea deplasării autotrenului frânat.

Fig. 7.14 – Distribuitorul de comandă al frânei remorcii, sistemul cu o

conductă 1-tija pistonului; 2, 6, 20, 22, 23, 27, 31, 36, 39-garnituri; 3-șurub de obturare; 4, 5, 16, 18-arcuri; 7-supapă; 8, 14-filtre; 9-carcasă; 10, 24-șuruburi; 11, 30-piulițe; 12, 28, 33-capace;

13, 26-siguranțe; 15-taler; 17, 25, 37-pistoane; 19, 21, 32, 34-inele de sprijin;

În momentul în care presiunea din circuitul de alimentare al cilindrilor de frânare ai autovehiculului atinge o valoare de aproximativ 4 daN/cm2, supapa (7) închide complet racordul (V) și deschide legătura racordului (A) cu atmosfera, conducta de legătură cu remorca fiind permanent aerisită, realizându-se astfel forța de frânare maximă la roțile remorcii. Distribuitorul de comandă al frânei remorcii utilizat în cazul sistemelor cu două conducte este prezentat în fig. 7.15.

98

Fig. 7.15 - Distribuitorul de comandă al frânei remorcii, sistemul cu două

conducte 1-pistonul frânei de mână; 2-capac; 3, 5, 6, 8, 17, 19, 24, 30, 31-garnituri; 4-carcasă intermediară;

7-piston, circuitul I; 9, 14, 16, 32, 34-arcuri; 10, 15-talere; 11, 18, 28-siguranțe; 12-șaibă; 13-piston, circuitul II; 20-șurub cu cap semisferic; 21-supapă de aerisire; 22-racord de legătură cu

atmosfera; 23-carcasă; 25, 29-pistoane intermediare; 26-manșeta supapei; 27-inelul supapei; 33-tijă.

Distribuitorul este prevăzut cu șase racorduri:

• racordul (I) este conectat la primul circuit de frânare (punte spate); • racordul (II) este conectat la al doilea circuit de frânare (punte față și

remorcă); • racordul (III) este pus în legătură cu distribuitorul frânei de mână; • racordul (IV) este alimentat cu aer sub presiune din conducta care alimentează și remorca;

• racordul (V) este conectat la circuitul de frânare al remorcii; • racordul (22) este în legătură cu atmosfera.

Dacă pedala de frână sau frâna de mână nu sunt acționate (poziția din figură), racordul (IV), alimentat cu aer sub presiune, este obturat, iar racordul (V) este pus în legătură cu atmosfera prin canalul central al pistonului (25), supapa de aerisire (21) și racordul (22).

99

La acționarea pedalei de frână, aerul trimis către cilindrii de frânare ajunge și la distribuitor la racordurile (I) și (II). Ca urmare, pistoanele (7) și (13) coboară, canalul central al pistonului (25) este obturat de către pistonul (13) și garnitura (26), iar racordul (IV) este pus în legătură cu racordul (V); aerul sub presiune este trimis prin racordul (V) către remorcă, realizându-se frânarea acesteia.

Dacă este acționată maneta frânei de mână, racordul (III) este pus în legătură cu atmosfera de către distribuitorul frânei de mână, iar presiunea din racordul (IV) apasă pistonul (1); la rândul său, acesta apasă tija (33), închizând legătura cu atmosfera a racordului (V), care este pus în legătură cu racordul (IV). Similar cazului precedent, aerul sub presiune din racordul (IV) este trimis către sistemul de frânare al remorcii.

Deoarece tractoarele nu folosesc, în general, comanda pneumatică pentru acționarea frânelor, acestea se echipează cu un distribuitor de construcție specială pentru comanda frânelor remorcii (care este prevăzută cu o singură conductă de legătură cu tractorul); acest tip de distribuitor este prezentat în fig. 7.16.

Fig. 7.16 – Distribuitorul de comandă al frânelor remorcii, utilizat la tractoare

1-carcasă; 2, 3-capace; 4-piuliță; 5-șurub; 6, 7, 13-arcuri; 8-ax tubular; 9, 10, 11-talere; 12-supapă; 14-piesă de acționare.

Comanda acestui distribuitor este realizată de către pedala de acționare a

frânei tractorului, prin intremediul piesei de acționare (14). Atât timp cât frâna tractorului nu este acționată (poziția din figură), supapa (12) este deschisă, iar racordul (D) de legătură cu remorca este pus în legătură cu racordul (C), alimentat cu aer sub presiune. La acționarea pedalei de frână, piesa (14) se deplasează către stânga, antrenând, prin șurubul (5) și arcul (13), tija tubulară (8). Ca urmare, supapa (12) închide racordul (C) și deschide legătura dintre racordul (D) și canalul din axul (8). Acesta este pus în legătură cu atmosfera prin racordul (E); ca urmare, conducta sistemului de frânare al remorcii este descărcată de aerul sub presiune, ceea ce asigură frânarea remorcii. Unele autocamioane mici și tractoare sunt echipate cu un sistem hidraulic

100

de acționare al frânelor, în timp ce sistemul de frânare al remorcii este acționat pneumatic. Astfel, la schema din fig. 7.17a, pedala de frână acționează asupra pompei centrale (10); distribuitorul (9) este de asemenea comandat de către pedala de frână.

a)

b)

Fig. 7.17 – Sisteme cu acționare hidraulică a frânelor autovehiculului și pneumatică a remorcii

1-compresor, 2-regulator presiune; 3,4, rezervoare; 5-supapă evacuare condens; 6-manometru; 7-distribuitor pentru remorcă cu o conductă; 8, 9 -distribuitoare; 10-pompă centrală frână; 11-

întrerupător; 11,12-racorduri pentru remorcă cu două conducte; 13-racord pentru remorcă cu o conductă.

La acționarea pedalei de frână, distribuitorul (9) este deschis și aerul sub

presiune este trimis către racordul (42) al distribuitorului (8); racordul (41) este alimentat cu lichid sub presiune din instalația de frânare a atutovehiculului. Schema din fig. 7.17b utilizează un distribuitor (9) comandat electromagnetic. La apăsarea pedalei de frână, întrerupătorul (11) este închis și astfel bobina distribuitorului (9) este alimentată cu energie electrică; distribuitorul

101

(9) permite trecerea aerului sub presiune către racordul (42) al distribuitorului (8). Construcția acestui distribuitor este prezentată în fig. 7.18.

Fig. 7.18 – Distribuitor combinat (hidraulic și pneumatic) 1-racord alimentare aer comprimat; 2-racord ieșire către conducta de frânare a remorcii cu două conducte; 31, 32-racorduri de legătură cu atmosfera; 4-racord de legătură cu circuitul hidraulic al frânei autovehiculului; Z-racord pentru remorca cu o conductă.

Atât timp cât pedala de frână nu este acționată, arcul (e) apasă asupra supapei (d), orificiul (c) și racordul (2) fiind obturate. În același timp, aerul sub presiune din racordul (1) trece prin canalul (A) în spațiul (B) și ridică pistonul (h); odată cu acesta se ridică pistonul (k) și supapa (i), iar orificiul (l) este deschis. Astfel, aerul sub presiune poate trece către racordul (Z), conectat la conducta remorcii. Dacă presiunea în racordul (Z) depășește 5,2 bar, pistonul (k) coboară, iar racordul (Z) este pus în legătură cu atmosfera prin racordul (32). La acționarea pedalei de frână, lichidul sub presiune acționează asupra pistonului (m); acesta va fi deplasat către dreapta odată cu pistonul (a). Bucșa (b) deplasează către dreapta supapa (d), iar orificiul (c) este deschis; aerul sub presiune poate trece din (1) către (2) – racordul de comandă al frânei remorcii cu două conducte. Atunci când presiunea aerului acționând asupra pistonului (a) depășește forța cu care acesta este acționat de către pistonul (m), orificiul (c) este închis; astfel, presiunea aerului din racordul (2) este proporțională cu presiunea din sistemul hidraulic de frânare al autovehiculului. Presiunea aerului din racordul (2) se transmite și pe fața superioară a pistonului (h), care este deplasat în jos. Supapa (i) închide orificiul (l), în timp ce deplasarea în jos a tijei pistonului (h) comandă coborârea pistonului (k) și deschiderea orificiului (j); ca urmare, presiunea din racordul (Z) scade datorită legăturii cu atmosfera, fiind astfel invers

102

proporțională cu presiunea din racordul (2) și cu presiunea din circuitul hidraulic al autovehiculului. La eliberarea pedalei de frână, pistonul (a) și bucșa (b) se deplasează către stânga, iar racordul (2) este pus în legătură cu atmosfera prin spațiul de pe lângă tija (g) și racordul (32). Pârghia (f) este rotită la acționarea frânei de mână; tija (g), pistonul (a) și bucșa (b) sunt deplasate către dreapta, iar aerul sub presiune este trimis din racordul de alimentare (1) în racordul (2), realizându-se astfel comanda frânelor remorcii. Distribuitorul frânei de mână Acesta are rolul de asigura acționarea manuală a frânelor punții din spate a autovehicolului și a frânelor remorcii. La sistemele cu o conductă, frânarea este realizată prin aerisirea circuitului respectiv. În fig. 7.19 este prezentată construcția unui distribuitor utilizat la autocamioanele ROMAN. Distribuitorul este alimentat cu aer sub presiune prin racordul (V), în timp ce circuitul de frânare al autovehicolului și remorcii este conectat la racordul (HB); racordul (E) asigură legătura cu atmosfera.

Fig. 7.19 – Distribuitorul frânei de mână 1, 17-capace; 2-ax de acționare; 3-tijă de comandă; 4-piuliță de reglare; 5-tijă tubulară; 6, 12, 19-garnituri; 7, 11, 16-talere; 8, 9, 15-arcuri; 10-piston; 14, 14’-supape; 18-șurub; V-racord de alimentare cu aer sub presiune; HB-racord de legătură cu cilindrii de frânare; E-racord de legătură cu atmosfera.

Atât timp cât maneta frânei de mână nu este acționată, aerul sub presiune intră prin racordul (V), deschide supapa (14), trece prin orificiul (O) executat în

103

pistonul (10) și trece către circuitul de frânare prin racordul (HB). La acționarea manetei frânei de mână la capăt de cursă, axul (2) este rotit

în sens orar, tija (3) coboară și prin intermediul talerului (7) și a arcului (9) deplasează în jos pistonul (10). Acesta deplasează în jos supapa (14’), care deschide astfel canalul central al tijei (5); aerul din circuitul de frânare trece prin racordul (HB), orificiile (O), canalul central al tijei (5) și este evacuat în atmosferă prin racordul (E).

Pentru o poziție intermediară a manetei de comandă, în prima fază pistonul coboară datorită tensionării arcului (9) (presiunile pe cele două fețe ale pistonului fiind egale, forța elastică a arcului produce coborârea pistonului); prin coborârea pistonului, spațiul de deasupra pistonului este pus în legătură cu atmosfera (datorită deschiderii supapei 14’), în timp ce spațiul inferior se găsește la presiunea aerului din sistem. În acest moment, forța datorată presiunii aerului – care acționează pe fața inferioară a pistonului - devine mai mare decât forța elastică a arcului (9) și, ca urmare, pistonul se ridică, iar supapa (14’) închide legătura cu atmosfera; presiunea din racordul (HB) crește din nou. Astfel, presiunea medie din racordul (HB) de legătură cu sistemul de frânare va depinde de poziția manetei de comandă, scăzând, pe măsura acționării manetei către capătul cursei, de la valoarea maximă până la presiunea atmosferică. Se asigură astfel o acționare progresivă a frânelor de staționare.În cazul în care circuitul de comandă al frânei de staționare are lungime mare, aerisirea rapidă a cilindrilor la acționarea manetei frânei de mână sau alimentarea rapidă cu aer comprimat pot fi realizate prin intermediul unei supape – releu (fig. 7.20).

Atât timp cât maneta frânei de mână nu este acționată, aerul comprimat evacuat prin racordul (HB – fig. 7.19) al distribuitorului frânei de mână intră în supapa – releu prin racordul (A) și deplasează în jos pistonul (4). Astfel, pistonul (4) se așează pe garnitura (14) a pistonului (3), obturând canalul central practicat în acest piston; în același timp, pistonul (4) împinge și pistonul (3), supapa (8) se deschide, iar aerul sub presiune din racordul (V) trece pe lângă supapa (8), ajunge în spațiul (B) și de aici trece către circuitul de frânare. Secțiunea de trecere oferită de supapa (8) va depinde de presiunea care acționează asupra pistonului (4) – cu cât presiunea este mai mare, cu atât secțiunea de trecere este mai mare și căderea de presiune pe supapă este mai mică – și deci presiunea din spațiul (B) va depinde de presiunea aerului sosit de la distribuitorul frânei de mână.

În momentul în care în racordul (A) nu mai există aer sub presiune (maneta frânei de mână la capăt de cursă), pistonul (4) este ridicat de către aerul sub presiune din spațiul (B); aerul trece prin spațiul dintre piston și garnitura (14), prin canalul central al pistonului (3), deschide supapa de aerisire (13) și este evacuat în atmosferă. Ca urmare, frâna de staționare este acționată. Având în vedere că supapa – releu este montată în zona punții spate a autovehicolului, traseul pe care se face aerisirea cilindrilor este relativ scurt, ceea ce asigură o intrare în funcțiune rapidă a frânei de staționare. Din același motiv, alimentarea cilindrilor cu aer comprimat la decuplarea frânei de staționare are loc de asemenea mai rapid.

104

Fig. 7.20 – Supapa releu 1, 2, 10, 14, 18, 23, 24-garnituri; 3, 4-pistoane; 5, 9-semicarcase; 6-știft; 7-tăbliță indicatoare; 8-supapă; 11, 16-inele de siguranță; 12-piesă de ghidare; 13-supapă de aerisire; 15-inelul supapei; 17, 19, 21, 25-arcuri; 20, 27-supape; 22-racord; 26-talerul arcului; A – racord de legătură cu distribuitorul frânei de mână; B-spațiu de legătură cu cilindrii de frână; V-racord de legătură cu circuitul de aer comprimat.

Cilindri și camere de frânare Cilindrii de frânare au rolul de a asigura acționarea saboților frânelor. În funcție de soluția constructivă adoptată, cilindrii de frânare pot fi: • simpli (fig. 7.21); • dubli (fig. 7.22).

Cilindrii simpli se utilizează pentru comanda frânei de serviciu a punții din față, cursa de frânare fiind datorată aerului comprimat care acționează asupra pistonului (2); eliberarea frânei se datorează acțiunii arcului (9).

Cilindrii de frânare dubli se utilizează atât pentru acționarea frânei de serviciu, cât și a frânei de staționare, fiind folosiți, în general, la frânele punții spate. Acest tip de cilindru este prevăzut cu două pistoane: • pistonul (10) este acționat de aerul din sistemul de frânare, la apăsarea pedalei

frânei de serviciu; datorită aerului sub presiune trimis prin racordul (29), acest piston se deplasează către stânga, tija (1) acționând asupra saboților frânei;

• pistonul (18) este pistonul frânei de staționare. Atât timp cât maneta frânei de staționare nu este acționată, aerul sub

presiune este aplicat pe fața din stânga a pistonului (18), care este deplasat către dreapta, comprimând arcul (19). La acționarea frânei de mână, aerul de pe fața din stânga a pistonului (18) este evacuat, iar pistonul este deplasat către stânga de către arcul (19). Tija pistonului (18) apasă pistonul (26), care se deplasează de asemenea către stânga, acționând saboții frânei prin intermediul tijei (1). Rezultă că frânarea autovehicolului staționat este datorată acțiunii arcului (19).

105

Fig. 7.21 – Cilindru de frânare simplu 1-cilindru; 2-piston; 3-garnitura de etanșare a pistonului; 4-tijă; 5-tub de ghidare; 6-

disc de ghidare; 7-furcă; 8-burduf de protecție; 9-arc.

Fig. 7.22 – Cilindru de frânare dublu

1-tija pistonului; 2, 8-șaibe; 3-burduf de protecție; 4-colier; 5, 15, 22, 27-inele de siguranță; 6, 21-capace; 7, 19-arcuri; 9, 14, 28-inele de ghidare; 10, 18, 26-pistoane; 11, 12, 13, 17, 25-

garnituri; 20-piuliță; 23-tub pentru aerisire; 24-prezon; 29-racord.

Camerele de frânare cu membrană sunt de asemenea utilizate pentru acționarea frânelor. Față de motoarele pneumatice cu piston, camerele cu membrană prezintă următoarele avantaje: • sensibilitate mai mare, datorită inerției mai mici; • construcție mai simplă și mai ieftină; • greutate mai mică; • durată de serviciu mai mare.

Dintre dezavantajele camerelor cu membrană se pot menționa:

106

• forța dezvoltată este variabilă, aceasta scăzând odată cu creșterea cursei; • cursa de lucru este limitată la aproximativ 1/3 din diametrul membranei, cursa

maximă fiind aproximativ 60 mm. Construcția unei camere cu membrană cu simplă acțiune este prezentată

în fig. 7.23, iar fig. 7.24 prezintă o cameră cu membrană cu dublă acțiune.

Fig. 7.23 – Cameră cu membrană cu simplă acțiune 1, 5-semicarcase; 2-disc de rigidizare; 3-taler; 4-arc.

Fig. 7.24 – Cameră cu membrană cu dublă acțiune 1-membrană; 2, 3-semicarcase; 4-tijă; 5-disc de rigidizare; 6-piuliță; 7- bucșă de ghidare; 8,9-garnituri; 10-șuruburi.

La camera cu simplă acțiune (fig. 7.23), deplasarea membranei în jos este datorată presiunii aerului, în timp ce revenirea în poziția inițială are loc sub acțiunea arcului (4). La camera cu dublă acțiune (fig. 7.24), deplasarea membranei (1) în ambele sensuri are loc sub acțiunea aerului comprimat. La ambele tipuri de camere se observă că membrana este fixată între discuri metalice de rigidizare, al căror diametru este 0,7…0,9 din diametrul de încastrare al membranei. La camera cu simplă acțiune (fig. 7.23), membrana acționează asupra tijei prin intermediul talerului (3).

Construcția unei camere de frânare cu membrană pentru acționarea frânei este prezentată în fig. 7.25. Se observă că aceasta este de tipul cu simplă acțiune, deplasarea tijei (4) către dreapta, pentru realizarea frânării, realizându-se sun acțiunea aerului sub presiune, în timp ce revenirea în poziția inițială are loc ca urmare a acțiunii arcului (5).

În fig. 7.26 este prezentată construcția unui ansamblu cilindru cu piston - cameră cu membrană, utilizat atât de către sistemul de comandă al frânei de serviciu, cât și de cel al frânei de staționare.

107

Fig. 7.25 - Cameră de frânare cu membrană 1, 6-semicarcase; 2-membrană; 3-disc; 4-tijă; 5-arc de readucere; 7-furcă; 8-burduf de protecție.

Atât timp cât frâna de staționare nu este acționată, prin racordul (FZ) se trimite aer sub presiune, pistonul (5) găsindu-se în poziția extremă din dreapta. Frâna de serviciu este acționată trimițând aer sub presiune prin racordul (Z) al camerei cu membrană (1); tija (2) a membranei va acționa tija (12), iar aceasta va comanda frâna.

Frâna de staționare este acționată prin aerisirea cilindrului (3); astfel, sub acțiunea arcurilor (4), pistonul (5) și tija (13) sunt deplasate către stânga, realizându-se acționarea frânei.

Fig. 7.26 - Ansamblu cilindru cu piston - cameră cu membrană

1-camera cu membrană; 2, 12-tije; 3-cilindru; 4-arcuri; 5, 10-pistoane; 6-garnitură; 7, 8-piulițe; 9-sistem de etanșare; 11-burduf de protecție; 13-tijă tubulară; Z-racordul frânei de serviciu; FZ-

racordul frânei de staționare.

Unele autocamioane sunt echipate cu un sistem hidropneumatic de acționare a frânelor: • frânele punții față sunt acționate hidraulic, pompa centrală fiind însă

comandată pneumatic; • frânele punții spate și cele ale remorcii sunt comandate pneumatic.

Amplasarea elementelor componente ale instalației de frânare la un autocamiom cu o singură punte motoare spate este prezentată în fig. 7.27.

108

Frânele punții față sunt acționate hidraulic de către cilindrii (41); pompa de frână (39) ce alimentează acești cilindri este însă acționată pneumatic, de către cilindrul pneumatic (38). Frânele punții spate sunt acționate de către cilindrii pneumatici dubli (35); se observă că, dacă autocamionul este prevăzut cu un regulator (37) al forței de frânare pe puntea spate, acesta este intercalat pe conducta (X). Supapa de aerisire rapidă (24) are rolul de a permite evacuarea rapidă a aerului din cilindrii (35) la acționarea distribuitorului (22) al frânei de staționare, astfel încât aerul evacuat din cilindri să nu mai parcurgă conductele de legătură cu distribuitorul, ci să fie evacuat direct în atmosferă.

Fig. 7.27 – Amplasarea elementelor componente ale instalației de frânare a autocamioanelor ROMAN 8.135 și 10.215

1-compresor; 2-regulator de presiune; 3-pompă pentru lichid antigel; 4-supapă de siguranță; 5-rezervorul de aer I; 6-racord pentru verificarea presiunii din rezervor; 7-manometru dublu; 8-distribuitorul frânei de serviciu; 11-supapă pentru acționarea frânei de motor; 13-rezervorul de

aer II; 14-racord pentru verificarea presiunii din rezervor; 17-supapă de trecere; 18-rezervorul de aer III (pentru frâna de staționare și remorcă); 22-distribuitorul frânei de staționare; 23-supapă releu; 24-supapă de aerisire rapidă a cilindrilor dubli ai frânelor spate; 25-distribuitorul frânei

remorcii cu o conductă; 26-supapă de cuplare a remorcii cu o conductă; 27-robinet de siguranță; 28-distribuitorul frânei remorcii cu două conducte; 29-supapă de cuplare pentru remorca cu două conducte (alimentare cu aer); 31-robinet; 32-supapă de cuplare pentru remorca cu două conducte

(circuitul de comandă); 34-racord de verificare a presiunii; 35-cilindru dublu de frână; 37-regulator pentru forța de frânare pe puntea spate; 38-cilindru pneumatic simplu; 39-cilindru

hidraulic; 40-racord pentru verificarea circuitului hidraulic; 41-cilindru hidraulic, frâne punte față.

Supapa releu (23) are rolul de a asigura umplerea rapidă cu aer a

cilindrilor frânelor spate (defrânarea rapidă) la deblocarea frânei de staționare, aceasta asigurând alimentarea cu aer direct din rezervorul (III).

Robinetul (28) de comandă a frânei remorcii cu două conducte este comandat atât de circuitul frânelor punții spate ale autocamionului (racordul 1), cât și de circuitul frânelor punții față (racordul 2) și al frânei de staționare

109

(racordul 3). Schema instalației de frânare este prezentată în fig. 7.28. Se observă că

instalația este de tipul cu două circuite: • un circuit (rezervorul I) acționează frânele punții spate; • al doilea circuit (rezervoarele II și III) comandă frânele punții față, frâna

de staționare și frâna remorcii (cu una sau două conducte). Robinetul (25) asigură comanda frânei remorcii cu o conductă atât la

acționarea frânei de serviciu a autocamionului (comandă prin racordul Z), cât și la acționarea frânei de staționare (comandă prin racordul V). Supapa (17) permite umplerea cu aer a rezervorului (III) din rezervorul (II) doar după ce presiunea în acesta din urmă a atins 0,55 MPa. În fig. 7.29 este prezentată schema circuitelor pneumatice de comandă ale frânelor unui autocamion de tip BELAZ. Frânele acestuia sunt acționate prin intermediul unor camere cu membrană (17) cu simplă acțiune, în timp ce frâna de staționare, montată pe transmisie, este acționată (prin golirea de aer a circuitului de comandă) cu ajutorul cilindrului pneumatic (54). Frâna de serviciu este cu două circuite; astfel, frânele punții spate sunt alimentate cu aer din rezervorul (77), camerele de frânare corespunzătoare fiind comandate prin intermediul unei supape releu. Frânele punții față sunt de asemenea alimentate dintr-un rezervor separat, prin circuitul (56). Cele două circuite (71) și (56) sunt alimentate cu aer comprimat printr-o supapă pentru două circuite. Frâna de staționare este alimentată cu aer dintr-un rezervor separat, prin circuitul (36).

Distribuitorul frânei de serviciu, cu două secțiuni de lucru, este alimentat cu aer prin circuitele (56) și (67) și respectiv (71). Sistemul de frânare al remorcii La remorcile care se conectează la instalația de frânare a autovehiculului printr-o singură conductă, aceasta este folosită atât pentru alimentarea cu aer a rezervoarelor remorcii, cât și pentru acționarea cilindrilor (camerelor) de frânare. Funcționarea acestui tip de sistem de frânare al remorcii este prezentată în fig. 7.30.

Atât timp cât pedala de frână a autovehiculului nu este acționată, prin conducta de aer a remorcii (1) se trimite aer sub presiune. Prin intermediul sertarului (3), distribuitorul (2) al remorcii dirijează aerul sub presiune către rezervorul de aer comprimat (5) al remorcii. În același timp cilindrul de frânare (6) este pus în legătură cu atmosfera prin intermediul distribuitorului (2) și a racordului acestuia (4); astfel, frânele remorcii nu sunt acționate.

La apăsarea pedalei de frână a autovehiculului, conducta (1) este aerisită (pusă în legătură cu atmosfera). Aerul comprimat din rezervorul (5) al remorcii deplasează sertarul (3) către dreapta, ceea ce are următoarele efecte: • racordul de legătura cu atmosfera (4) este obturat; • cilindrul de frânare (6) este pus în legătură cu rezervorul de aer al remorcii; ca

urmare, aerul sub presiune deplasează pistonul cilindrului, acționând astfel frâna corespunzătoare.

110

Fig. 7.28 - Schema sistemului de frânare al unui autocamion cu două punți 1-compresor; 2, 10-racorduri presiune; 3-pompă pentru lichid antigel; 4-supapă de siguranță pentru două circuite; 5,13,18-rezervoare de aer; 6, 14, 34, 40-

racorduri verificare circuite; 7-manometru; 8-distribuitorul frânei de serviciu; 9, 17, 27-supape limitare debit; 11-supapă aerisire frână motor; 12, 15, 21, 36, 44, 45-întrerupătoare; 16,46, 47,48-lămpi control; 22-distribuitor frână staționare; 23-releu pneumatic; 24-supapă aerisire rapidă; 25-robinet comandă frână remorcă cu o conductă; 26-semicuplă pentru remorcă cu o conductă; 28-robinet comandă frână remorcă cu două conducte; 29, 32-semicuple remorcă cu două conducte;

31-supapă blocare; 35-cilindru dublu frână; 37-regulator forță de frânare; 38-cilindru pneumatic; 39-pompă de frână; 41-cilindru hidraulic frână; 42-cilindru pneumatic pentru blocarea accelerației;

111

Fig. 7.29 - Sistemul de frânare al autocamionului BELAZ

La remorcile cu două conducte, schema pneumatică de acționare a

frânelor este asemănătoare celei utilizate la autovehiculul tractor; la remorcile cu trei conducte, acționarea frânei de staționare are loc de asemenea prin aerisirea conductei corespunzătoare, folosindu-se o schemă asemănătoare celei utilizate la remorcile cu o conductă.

7.4. ACŢIONAREA ELECTRICĂ A FRÂNELOR În cazul acționării electrice a frânelor (brake-by-wire) trebuie avute în vedere aceleași probleme privind fiabilitatea ca și în cazul sistemelor de direcție acționate electric. În plus, trebuie avut în vedere că puterea necesară acționării unei frâne cu tambur și saboți interiori este de aproximativ 100W, în timp ce o frână cu disc de tip deschis necesită până la 1000W. Este evident că actualele sisteme electrice (fie ele de 14 V sau 28 V) nu pot asigura necesarul de curent pentru acționarea frânelor, acest lucru urmând a deveni posibil odată cu trecerea la sistemele electrice de 42 V.

Schema de principiu a sistemului de comandă al frânelor este prezentată în fig. 7.31. Se observă că, pentru creșterea siguranței în exploatare, se respectă principiul redundanței: funcțiile unității centrale (1) sunt dublate prin utilizarea a două blocuri electronice identice, iar fiecare frână are propriul său bloc electronic de comandă; astfel, ieșirea din funcțiune a unei frâne nu afectează funcționarea celorlalte.

112

a)

Fig. 7.30 – Funcționarea sistemului de frânare al remorcii cu o conductă a-remorca nefrânată; b-remorca frânată; 1-conducta de aer a remorcii; 2-distribuitor (triplă valvă); 3-sertar; 4-racord de legătură cu atmosfera; 5-rezervorul de aer al remorcii; 6-cilindru de frână.

b)

Fig. 7.31 - Schema de principiu a sistemului de comandă al frânelor electrice

1-unitate centrală de comandă; 2-bloc electronic de comandă a frânei

Blocul pedalei de frână (fig. 7.32) este prevăzut cu un traductor pentru forța de apăsare și cu un motor electric care simulează rezistența opusă la apăsare

113

de către pedala unui sistem clasic. Acționarea frânei propriu-zise se realizează cu ajutorul unui motor electric (2, fig. 7.33).

Fig. 7.32 - Blocul pedalei de

frână

Fig. 7.33 - Frână cu disc acționată electric 1-disc de frână; 2-motor electric; 3-etrier; 4-suport.

Există și sisteme electrice pentru acționarea frânei de staționare; unitatea

din fig. 7.34 se montează în locul levierului frânei de staționare, cablurile ce asigură deplasarea saboților frânelor fiind acționate cu ajutorul unui motor electric.

Fig. 7.34 - Bloc electric pentru comanda frânelor de staționare.

O soluție de avangardă pentru acționarea electrică o constituie frâna cu

disc cu acționare prin pană, dezvoltată de către SIEMENS (wedge brake, eBrake), al cărui principiu de funcționare este prezentat în fig. 7.35. Se observă că aplicarea garniturii de fricțiune (2) pe discul (1) se realizează datorită formei de pană a bacului (3), ca urmare a deplasării ansamblului suport metalic-garnitură de fricțiune prin aplicarea forței de acționare Fm. Ca urmare a forței de frecare Ff dintre garnitura de fricțiune și disc, a mișcării discului de frână și a formei de pană a suportului metalic apare un efect de servoacțiune, care amplifică forța de apăsare a garniturii de fricțiune.

Ecuația de echilibru de forțe, aplicată ansamblului suport metalic-

114

garnitură de fricțiune, se poate scrie sub forma: Fm - Fr + Ff = 0.

Fig. 7.35 - Principiul de funcționare al frânei cu acționare prin pană 1-disc de frână; 2-garnitură de fricțiune; 3-suport metalic; 4-rolă.

Având în vedere că:

,tgFF ar α⋅=

şi respectiv:

µ= f

a

FF ,

rezultă:

( )µ−α⋅µ

= tgF

F fm .

Spre exemplu, dacă α=22,40 și µ=0,4 rezultă Fm ≈ 0,12⋅Ff; valoarea mică a forței de acționare Fm (în comparație cu forța de frânare) permite comanda frânei cu un mecanism de tip șurub-piuliță, acționat de către un motor electric

Din motive de siguranță, frâna este echipată cu două motoare electrice (1 și 2, fig. 7.34), ale căror rotoare, prevăzute cu piulițe, acționează șuruburile (3), deplasându-le. Mișcarea de translație a șuruburilor este transmisă penei active (4) prin intermediul pieselor (7). Pentru micșorarea frecărilor, între pana activă (4) și pana (5) de pe suportul metalic al garniturii de fricțiune se găsesc rolele (6); deplasarea penei (4) față de pana (5) produce apăsarea garniturii de fricțiune pe discul de frână. Etrierul fiind flotant, deplasarea acestuia asigură apăsarea celei de a doua garnituri de fricțiune pe disc.

Pentru ca frâna să funcționeze indiferent de sensul de rotație al roții, penele de acționare sunt profilate conform schemei din fig. 7.35.

7.5. DISPOZITIVE ANTIBLOCARE Primele dispozitivele antiblocare10 au apărut încă din anii '30, dar 10 ABS: AntiBlocking System.

115

utilizarea acestora pe scară largă nu a fost posibilă decât pe măsură dezvoltării electronicii, ceea ce a permis folosirea unităților electronice de comandă. Acestea au rolul de împiedica blocarea roții frânate, astfel încât eficiența frânării să fie maximă.

Fig. 7.34- Frâna dezvoltată de către SIEMENS 1, 2-motoare electrice de curent continuu; 3-șurub; 4, 5-pene; 6-role; 7-piese de acționare

Fig. 7.35 – Penele de acționare 1-garnitură de fricțiune; 2-suport; 3-role; 4-pană activă.

Pentru explicarea efectului ABS trebuie introduse următoarele noțiuni: • forța tangențială specifică a roții frânate - reprezintă raportul dintre reacțiunea

tangențială și reacțiunea verticală ce acționează asupra roții:

Z

X=ξ .

Trebuie remarcat că:

ϕ==ξZ

Xmaxmax

,

în care ϕ este coeficientul de aderență al roții. • alunecarea roții frânate:

[ ]%100a0

0 ⋅ω

ω−ω= ,

unde ω0 este viteza unghiulară a roții nefrânate, iar ω este viteza unghiulară a roții frânate.

• caracteristică de rulare - reprezintă dependența dintre forța tangențială specifică și alunecarea roții.

Din caracteristica de rulare a roții frânate (fig. 7.36, 7.37) rezultă că forța tangențială maximă (după cum s-a menționat mai sus ξmax = ϕ) se obține pentru o patinare a roții frânate de 15…20% (în funcție de starea drumului, viteza de

116

deplasare etc.). Rezultă deci că frânarea va avea eficiență maximă atât timp cât patinarea roții se găsește în intervalul mai sus menționat. Blocarea roții (alunecarea a = 100%) conduce la scăderea forței tangențiale specifice: ϕa < ϕ. Ca urmare, scopul utilizării ABS îl constituie menținerea patinării optime a roții pe parcursul frânării (15…20%), astfel încât eficiența frânării (decelerația autovehiculului) să fie maximă.

Din fig. 7.37 se observă că menținerea forței tangențiale specifice între limitele optime conduce la valori relativ mari ale coeficientul transversal de aderență ϕt, evitându-se astfel deraparea autovehiculului.

Fig. 7.36 - Caracteristica de rulare a roții frânate

Fig. 7.37 - Variația forței specifice de tracțiune și a coeficientului transversal de aderență.

Principiul de funcționare al unui dispozitiv ABS rezultă din fig. 7.38. Punctul A corespunde atingerii forței tangențiale specifice maxime (fig. 7.38d). În absența dispozitivului ABS, presiunea din sistem ar continua să crească ajungându-se în cele din urmă la blocarea roții (punctul F).

În cazul utilizării dispozitivului ABS, imediat ce se trece de punctul A începe faza de descărcare în care, deși conducătorul continuă să apese pedala de frână, presiunea din sistem scade (zona X-Y, fig. 7.38c); ca urmare, decelerația

117

roții începe să scadă (fig. 7.381c).

În punctul Y începe faza de izolare, pe parcursul căreia presiunea în cilindrii hidraulici ai frânelor este menținută constantă, la o valoare mai mică decât cea corespunzătoare forței de apăsare a pedalei și, evident, mai mică decât valoarea ce ar produce blocarea roții. Această fază durează până când, datorită micșorării decelerației roții și apoi accelerării ei, patinarea acesteia scade sub valoarea optimă din punct de vedere al forței tangențiale specifice. În punctul Z începe faza de reactivare, pe parcursul căreia presiunea din cilindrii de frână crește din nou și ciclul de funcționare al dispozitivului antiblocare se reia.

Comanda dispozitivului ABS este dată de decelerația (accelerația) roții, pragul S1stabilind momentul începerii fazei de izolare, iar pragul S2 stabilind începutul fazei de reactivare.

Un dispozitiv antiblocare ideal ar trebui să mențină forța tangențială specifică la valoarea maximă, ceea nu se poate obține practic; funcționarea pulsatorie a dispozitivului ABS reduce eficacitatea frânării față de cazul ideal proporțional cu suprafața (-a, fig. 7.38d), dar o mărește față de cazul frânării cu blocarea roții proporțional cu suprafața (b).

În fig. 7.39 sunt prezentate principalele posibilități de realizare ale unor dispozitive ABS. În principiu, orice dispozitiv ABS este format dintr-unul sau mai multe

Fig. 7.38 - Principiul de funcționare al ABS

118

modulatoare de presiune (1), care modifică presiunile din sistemul de frânare în conformitate cu fazele de funcționare, și traductoare pentru vitezele unghiulare ale roților.

Fig. 7.39 - Scheme ale unor dispozitive ABS

1-modulator; 2-senzor.

Sistemul din fig. 7.39a este cel mai complicat, fiecare frână fiind prevăzută cu propriul dispozitiv antiblocare; se asigură astfel o utilizare maximă a aderenței fiecărei roți. De remarcat că aplicarea unor momente de frânare diferite roților punții față poate conduce la apariția unui moment de girație destabilizator, ce trebuie compensat prin acționarea volanului. Soluția din fig. 7.39b este utilizată în special la autovehiculele cu tracțiune pe față: roțile punții față sunt prevăzute cu dispozitive antiblocare independente, în timp ce pentru puntea spate se utilizează un singur dispozitiv pentru ambele roți. Momentul de frânare pentru frânele punții spate va fi reglat după roata cu aderența cea mai scă-zută. Soluția asigură o eficiență ridicată a frânării, fiind însă o soluție constructivă mai simplă decât cea anterioară.

Schema din fig. 7.39c utilizează un modulator comun pentru cele două frâne ale punții față, în timp ce frânele punții spate sunt comandate separat. Pentru puntea față, momentul de frânare este reglat după roata cu aderența cea mai scăzută; momentele de frânare aplicate celor două roți ale punții față fiind egale, nu se mai crează moment de girație destabilizator. O soluție ce realizează un compromis acceptabil între complexitatea construcției sistemului și eficacitatea frânării este cea din fig. 7.39d la care

119

reglajul momentului de frânare este comun pentru roțile fiecărei punți. La schema din fig. 7.39e se utilizează un singur dispozitiv modulator, ce comandă toate frânele; frânele punții spate sunt comandate din circuitul frânelor punții față printr-un dispozitiv de tip limitator sau repartitor de frânare. Reglarea momentului de frânare se realizează după roata cu aderența cea mai scăzută a punții față. Soluția din fig. 7.39f utilizează un dispozitiv ABS doar pentru roțile punții spate, momentul de frânare fiind reglat după roata cu aderența cea mai scăzută. Se utilizează și dispozitive ABS cu două canale, care comandă frânele în diagonală (stânga față/dreapta spate, respectiv dreapta față/stânga spate).

Schema de principiu a unui modulator de presiun este prezentat\ `n fig. 7.40.

la

frina

1

2

3

4

5

6

7

89

Fig. 7.40 - Modulator de presiune 1-pedala de frân\; 2-pomp\ central\ de frân\; 3-electromagnet; 4-supap\-bil\; 5-racord ie[ire; 6-supap\; 7-piston; 8-[urub; 9-motor electric.

Atât timp cât frâna nu este ac]ionat\, iar sistemul ABS nu func]ioneaz\, pistonul (7) se g\se[te `n pozi]ia superioar\, men]inând astfel deschis\ supapa (4). La ac]ionarea pedalei de frân\, lichidul trimis de c\tre pompa de frân\ (2) trece pe lâng\ supapa (4) [i iese prin racordul (5). ~n momentul `n care blocul electronic al sistemului ABS sesizeaz\ apari]ia tendin]ei de blocare a ro]ii, pistonul (7) coboar\ (fiind deplasat cu ajutorul [urubului 8 [i a motorului 9), iar supapa (4) se `nchide; se realizeaz\ astfel faza de separare, frâna conectat\ la racordul (5) fiind izolat\ de circuitul pompei centrale de frân\. Prin coborârea `n continuare a pistonului, volumul spa]iului de deasupra sa cre[te, iar presiunea lichidului din cilindrul hidraulic al frânei scade; se realizeaz\ astfel faza de desc\rcare. ~n continuare, prin ridicarea pistonului, presiunea cre[te [i se realizeaz\ faza de reactivare a frânei. ~n cazul `n care, prin ridicarea pistonului, presiunea `n spa]iul de deasupra pistonului ar dep\[i presiunea furnizat\ de c\tre pompa central\ de frân\, supapa (4) se deschide, aceasta având [i rolul de supap\ de siguran]\. La func]ionarea normal\ a sistemului, electromagnetul (3) men]ine `nchis\ permanent supapa (6). ~n cazul defect\rii sistemului [i a opririi pistonului

120

`n alt\ pozi]ie decât cea superioar\, electromagnetul (3) nu mai este alimentat cu energie electric\, iar supapa (6) se deschide; astfel, se asigur\ o leg\tur\ permanent\ `ntre pompa central\ de frân\ [i cilindrul hidraulic al frânei, ob]inându-se astfel un sistem hidraulic obi[nuit de ac]ionare. La autocamioanele cu două punți spate, ampatamentul tandemului de punți din spate fiind redus, acestea se tratează ca o singură punte, din punct de vedere al dispozitivului antiblocare. În fig. 7.41 este prezentată schema pneumatică a sistemului de frânare al unei remorci, cu ABS.

Fig. 7.41 – Sistem de frânare pentru remorcă cu ABS 1-conductă alimentare aer comprimat; 2-conductă comandă frână; 3- distribuitor (triplă valvă); 4-rezervorul cu aer comprimat al remorcii; 5-cilindru pneumatic; 6-electrovalvă descărcare; 7-electrovalvă principală.

Funcţionarea acestuia are loc astfel: atât timp cât frâna nu este acționată, cilindrul (5) este pus în legătură cu atmosfera prin distribuitorul (3) și electrovalva (6). În cazul funcționării controlate de către sistemul ABS, aerul sub presiune din rezervoarele vehiculului tractor (din conducta 1) este aplicat pistonului (5) prin intermediul electrovalvei (7), care este alimentată cu energie electrică. În același timp, electrovalva de descărcare (6) este de asemenea alimentată, împiedecând astfel pierderea aerului din cilindru în atmosferă. Prin deschiderea și închiderea alternativă a electrovalvelor (6) și (7) presiunea din cilindru este menținută la o valoare care să asigure frânarea roții fără ca aceasta să se blocheze. Sistemul format din conducta (2), tripla valvă (3) și rezervorul de aer (4) este identic cu cel din fig. 7.30 și asigură funcționarea frânelor în cazul unei defecțiuni a sistemului ABS.

7.6. DISPOZITIVE DE ÎNCETINIRE

Acestea au rolul de a menține constantă viteza autovehiculului timp îndelungat (de exemplu la coborârea unor pante lungi), fără a se apela la sistemul de frânare clasic. Aceste dispozitive se utilizează în special la autobuze și autocamioane. În funcție de principiul de funcționare, dispozitivele de încetinire pot fi: • mecanice;

121

• pneumatice; • hidrodinamice; • electrice.

Dispozitivele mecanice de încetinire sunt asemănătoare cu frânele clasice, având însă dimensiuni mai mari și un sistem eficient de răcire.

Dispozitivele pneumatice utilizează motorul cu ardere internă al autovehiculului pentru producerea frânării. La autoturisme, efectul de frânare al motorului (frână de motor) se obține prin eliberarea pedalei de accelerație, nefiind utilizat nici un alt dispozitiv special; la autobuze și autocamioane, se utilizează dispozitive ce realizează obturarea galeriei de evacuare a motorului precum și întreruperea alimentării cu combustibil. Frânarea este asigurată de lucrul mecanic negativ produs de către motor, format din următoarele componente (fig. 7.42): • lucrul mecanic de pompaj (Lp), care este mare datorită obturării evacuării; • lucrul mecanic de comprimare (Lc), care devine negativ din cauza ciclului

fără ardere.

Fig. 7.42 - Diagrama indicată a motorului termic funcționând ca dispozitiv de încetinire

Dispozitivele hidrodinamice funcționează pe principiul convertizorului

hidraulic de cuplu, fiind montate pe transmisia autovehiculului. În funcţie de soluţia utilizată, aceste dispozitive pot acţiona înainte de cutia de viteze (fig 7.43) sau după cutia de viteze (fig. 7.44). Dispozitivele montate înainte de cutia de viteze prezintă avantajul amplificării momentului de frânare pe măsură ce deplasarea se realizează într-o treaptă de viteze mai mică, fiind deci eficiente şi la viteze mici de deplasare ale autovehiculului. Dispozitivele montate după cutia de viteze au avantajul de a nu crea solicitări suplimentare asupra elementelor transmisiei aflate între motor şi ieşirea din cutia de viteze.

Fig. 7.45 prezintă schema generală a unui dispozitiv de încetinire hidrodinamic; acesta are o construcţie asemănătoare celei a unui ambreiaj hidraulic, rotorul pompei (R) fiind acţionat de la transmisia autovehciulului (eventual prin intermediul unui multiplicator de turaţie), în timp ce rotorul turbinei (S) este fix.

Sistemul este prevăzut cu un schimbător de căldură (3) pentru răcirea lichidului de lucru şi cu un sistem de reglare al gradului de umplere al ambreiajului, care permite modificarea cuplului de frânare. Practic, cuplul de frânare este limitat de puterea ce poate fi disipată prin sistemul de răcire.

122

Fig. 7.43 – Dispozitiv de încetinire amplasat înainte de cutia de viteze (Lechner) 1-motor; 2-ambreiaj; 3-dispozitiv de încetinire; 4-cutie de viteze.

Fig. 7.44 – Dispozitiv de încetinire amplasat după cutia de viteze (Lechner) 1-motor; 2-ambreiaj; 3-dispozitiv de încetinire; 4-cutie de viteze.

Fig. 7.45 – Construcţia generală a unui dispozitiv de încetinire hidrodinamic (Lechner)

a) schema generală; b) caracteristica de funcţionare; 1-dispozitiv de încetinire; 2-multiplicator de turaţie, 3-schimbător de căldură; 4-pompă; 5-sistem

de reglare; TB-cuplul de frânare.

Dispozitivele electromagnetice sunt formate (fig. 7.46), în principiu, dintr-un stator (2), fixat de caroseria sau cadrul autovehiculului și dintr-un rotor (1, 3), solidar cu transmisia longitudinală; jocul dintre stator și rotor este de 1,5…2 mm. Statorul este alimentat cu energie electrică, ceea ce face ca în rotor să apară curenți turbionari. Momentul de frânare este produs ca urmare a interacțiunii dintre câmpul magnetic al statorului și câmpul magnetic creat de curenții turbionari în rotor; mărimea momentului de frânare depinde de intensitatea curentului ce parcurge statorul și de turația rotorului.

123

Fig. 7.46 – Dispozitiv de încetinire de tip electromagnetic (Lechner) 1, 3-discuri rotorice; 2-stator.

Acest tip de dispozitive de încetinire poate produce decelerații destul de ridicate (până la 2 m/s2), fără a conduce la blocarea roților. Principalul lor dezavantaj este legat de necesitatea asigurării unei intensități ridicate a curentului prin stator (40…100 A). În funcție de forma rotorului, dispozitivele electromagnetice de încetinire pot fi: • cu rotor de tip disc; • cu rotor de tip tambur.

124

8. PARTICULARITĂŢILE PROPULSIEI CU ŞENILE Principalele avantaje ale sistemului de rulare pe şenile sunt date de aderenţa foarte bună la sol şi de valoarea redusă a presiunii de contact şenilă-sol (40...50 kPa). Sistemul de rulare pe şenile este format din două cărucioare, aşezate de o parte şi de alta a cadrului tractorului; prinderea cărucioarelor de cadru se poate face rigid sau elastic.

Fig. 8.1 – Căruciorul de şenilă11

1-cadru; 2-roată conducătoare; 3-rolă de susţinere; 4-mecanism de întindere, cu arc; 5-şenilă; 6-roată de ghidare şi întindere; 7-bolţuri; 8-rolă de sprijin.

Şenila este o bandă închisă care asigură sprijinirea tractorului pe sol şi deplasarea acestuia. Şenila poate fi realizată sub formă de zale, articulate între ele prin bolţuri (7, fig. 8.1), sau poate fi sub formă de bandă continuă din cauciuc (fig. 8.2).

Fig. 8.2 – Şenilă din cauciuc

Şenila este montată între roata conducătoare (2, fig. 8.1) şi roata de întindere (6); ramura superioară a şenilei se sprijină pe rolele de susţinere (3);

11 http://www.unifilter.ro/index.php/piese-utilaje-de-construccii/sisteme-de-rulare

125

greutatea tractorului se transmite solului prin intermediul rolelor de sprijin (8) şi a ramurei inferioare a şenilei. Rolele de sprijin asigură şi ghidarea şenilei. Roţile conducătoare ale şenilelor sunt antrenate de către motorul tractorului prin intermediul cutiei de viteze şi a transmisiei centrale. Deoarece virajul tractorului se realizează prin modificarea vitezei periferice a şenilelor, antrenarea roţilor conducătoare se realizează prin intermediul unor mecanisme care să permită obţinerea unor turaţii diferite ale celor două roţi conducătoare. În fig. 8.3 este prezentată schema unui mecanism de direcţie cu ambreiaje. Mişcarea se primeşte de la cutia de viteze, prin intermediul transmisiei centrale (1). Pentru deplasarea în linie dreaptă ambreiajele (3) şi (3’) sunt cuplate, ceea ce face ca mişcarea să fie transmisă roţilor conducătoare (5) şi (5’) prin intermediul transmisiilor finale (4); frânele cu bandă (2) şi (2’) sunt decuplate. Pentru efectuarea unui viraj cu rază mare, se decuplează ambreiajul ce transmite mişcarea către şenila din interiorul virajului, ceea ce va face ca şenila respectivă să aibă o viteză periferică mai mică decât cea a şenilei care continuă să primească mişcare de la transmisia tractorului. Micşorarea razei virajului se obţine prin cuplarea frânei respective (2 sau 2’), astfel încât şenila din interior să fie imobilizată. Principalul dezavantaj al acestui sistem este dat de controlul dificil al razei de virare, deoarece viteza periferică a şenilei decuplate depinde de patinarea ambreiajului respectiv (pe măsură ce ambreiajul este decuplat, raza virajului scade).

Fig. 8.3 – Mecanism de direcţie cu ambreiaje (Niţescu) 1-transmisia centrală; 2, 2’-frâne; 3, 3’-ambreiaje; 4-transmisia finală; 5, 5’-roţi conducătoare.

Schema din fig. 8.4 utilizează două reductoare planetare pentru antrenarea roţilor conducătoare ale şenilelor. Demultiplicarea mişcării de către reductoarele planetare permite reducerea raportului de transmitere al transmisiei finale.

La deplasarea în linie dreaptă frânele (F1’) şi (F2’) sunt cuplate, pentru a asigura imobilizarea coroanelor cu dantură interioară (3); raportul de transmitere a mişcării este dat de relaţia:

1

3Rp z

z1i += .

Pentru efectuarea virajului cu rază mare se decuplează frâna corespunzătoare (F1’) sau (F2’); micşorarea razei de virare se obţine prin cuplarea frânei (F1) sau (F2), ceea ce are ca efect imobilizarea şenilei din interiorul virajului.

Modificarea reductorului planetar ca în schema din fig. 8.5 permite

126

obţinerea unui reductor cu două trepte. Pentru prima treaptă (raport de transmitere unitar) toate frânele sunt decuplate, iar ambreiajul (A2) este cuplat; astfel platoul port-sateliţi (4) este solidarizat cu pinionul central (1). Deplasarea are loc în linie dreaptă.

Fig. 8.4 – Mecanism de direcţie cu reductoare planetare (Niţescu)

1-roată dinţată centrală; 2-satelit; 3-coroană cu dantură interioară; 4-platou port-sateliţi; TC-transmisie centrală; Rp – reductor planetar; TF-transmisie finală; F1, F1’, F2, F2’ – frâne.

Fig. 8.5 – Mecanism de direcţie cu reductoare planetare cu două trepte (partea stângă) 1-roată dinţată centrală; 2-satelit; 3-coroană cu dantură interioară; 4-platou port-sateliţi; 5-roată conducătoare; TC-transmisie centrală; F2, F2’ – frâne; A2 – ambreiaj.

Pentru executarea unui viraj (la stânga) cu rază mare, ambreiajul (A2) este decuplat, iar frâna (F2’) este cuplată; raportul de transmitere al reductorului planetar din spartea stângă devine supraunitar (vezi relaţia anterioară), iar viteza periferică a şenilei din stânga se reduce, în timp ce viteza şenilei din dreapta rămâne nemodificată. Virajul la stânga, cu rază mică, are loc prin cuplarea frânei (F2), în timp ce frâna (F’2) şi ambreiajul (A2) sunt decuplate; şenila de pe partea stângă este astfel oprită. Mecanismul de direcţie din fig. 8.6 permite modificarea turaţiei roţii conducătoare a şenilei din interiorul curbei în funcţie de treapta de viteză în care are loc deplasarea; mişcarea se primeşte atât de la ieşirea din cutia de viteze (prin TC2), cât şi direct de la motor (înainte de cutia de viteze), prin (TC1). Astfel, pentru deplasarea în linie dreaptă frânele (F1 – partea dreaptă) şi (F2 – partea stângă) sunt cuplate, ceea ce are ca efect imobilizarea platourilor port-sateliţi (4).

127

Fig. 8.6 – Mecanism de direcţie Maybach, cu reductor planetar dublu (partea stângă) 1-roată dinţată centrală; 2-satelit; 3-coroană cu dantură interioară; 4-platou port-sateliţi; 5-roată conducătoare; TC1, TC2 -transmisii centrale; A2 – ambreiaj; F2 – frână; Rp2 – mecanism planetar.

Pentru executarea virajului (de exemplu către stânga), frâna (F2) este eliberată, iar ambreiajul (A2) este cuplat; în acest moment platoul port-sateliţi (4) se va roti cu turaţie constantă, mişcarea fiind preluată de la (TC1); prin compunerea mişcării platoului cu cea a coroanei cu dantură interioară (3), la nivelul reductorului planetar (Rp2), se va obţine reducerea turaţiei roţii conducătoare (5) de pe partea stângă. Raza virajului va fi cu atât mai mică cu cât treapta de viteză în care are loc deplasarea este mai mică. Cuplul la roata conducătoare a şenilei este dat de relaţia:

Mr = ηtr ⋅ iT ⋅ Me. în care ηtr este randamentul transmisiei, iT este raportul total de transmitere a mişcării de la motor la roata conducătoare, iar Me este cuplul motor Ţinând cont că momentul la roată este Mr = Fr ⋅r, forţa motoare la periferia roţii conducătoare şi care se transmite şenilei este:

d

trTer r

iMF

η⋅⋅= ,

în care r este raza roţii conducătoare. Forţa de tracţiune a tractorului pe şenile va fi:

Ft = Fr – Rd, în care Rd este rezistenţa la deplasare a şenilelor. La deplasarea pe sol a tractorului cu şenile articulate, forţa de tracţiune maximă ce poate fi dezvoltată este limitată de către efortul de forfecare maxim ce poate fi preluat de către stratul de sol înainte ca acesta să se desprindă:

[ ]Patgcmax ϕ⋅σ+=τ

în care c reprezintă coeziunea solului [Pa], σ este tensiunea normală (presiunea) în zona de contact şenilă-sol [Pa], iar ϕ este unghiul de frecare internă (de tăiere). Pentru şenilele din cauciuc, la care aderenţa este dată în principal de frecarea dintre şenilă şi sol, forţa tangenţială maximă ce poate fi preluată la interfaţa şenilă-sol este:

[ ]Patgc aamax ϕ⋅σ+=τ ,

128

în care ca reprezintă adeziunea la suprafaţa solului [Pa], iar ϕa este unghiul de frecare între şenilă şi sol. Tabelul 8.1 prezintă unele valori ale mărimilor din relaţiile pentru determinarea tensiunii de forfecare maxime.

Tabelul 8.1 Mărimi utilizate în relaţiile τmax

12

Umiditatea [%] ϕ [0] c [kPa] ϕa [0] ca [kPa] 17,9 31,9 0,62 28,4 0,55 13,4 29,1 2,59 29,9 0,69

10,69 29,9 0,34 28,7 0,69 8,73 29,9 1,38 30,0 0,69

Presiunea de contact şenile-sol se poate determina din relaţia:

A

G=σ ,

în care: • G = Gt/2 este greutatea pe fiecare şenilă; • A = b⋅L este aria zonei de contact dintre şenilă şi sol (fig. 8.7); • Gt este greutatea tractorului; • b este lăţimea şenilei; • L este lungimea zonei de contact.

Fig. 8.7 – Schemă pentru interacţiunea şenilă-sol (Tingmin Yu)

Forţa de tracţiune maximă ce poate fi obţinută va fi Ftmax = 2⋅A⋅τmax, adică:

ϕ⋅+⋅⋅= tgGcA2F tmaxt .

Adâncimea de pătrundere în sol a şenilei se poate determina în funcţie de presiunea de contact şenilă-sol13:

[ ]mk

b

kz

n/1

c

+

σ=ϕ

,

12 Neal, M.S., 1966. Friction and adhesion between soil and rubber. Journal of Agricultural Engineering Research, 11 (2), pp. 108-112. 13 www.diva-portal.org/smash/get/diva2:700503/FULLTEXT01.pdf

129

în care b este lăţimea şenilei, iar unele valori pentru coeficienţii kc, kϕ şi n sunt date în tabelul 8.2

Tabelul 8.2 Coeficienţi pentru ecuaţia presiunii de contact

Terenul Umiditatea [%] n kc [kN/mn+1] kϕ [kN/mn+2]

Nisip uscat 0 1,10 0,99 1528,43 Sol lutos 40 0,11 1,84 103,27 Sol argilos - 0,66 8,7 816,00 Zăpadă - 1,60 4,37 196,72

Rezistenţa la deplasarea şenilelor se poate determina cu relaţia:

( )

n

1n

tn/1

cn/1

d L

G

kb

kb1n

1R

+

ϕ

⋅

+⋅⋅+= .

În relaţiile de mai sus s-a considerat că presiunea în zona de contact şenilă-sol este constantă pe toată lungimea, ceea ce corespunde cazului din fig. 8.8a; în realitate, distribuţia de presiuni poate fi cea din fig. 8.8b...8.8e, ceea ce face mai dificil calculul forţei de tracţiune.

Fig. 8.8 – Distribuţia presiunii în zona de contact şenilă-sol (Wong, Ground vehic.)

Deplasarea tractorului pe şenile are loc cu patinare, ceea ce înseamnă că viteza periferică a şenilei, vt, este mai mare decât viteza de deplasare a autovehiculului, v:

tv

v1s −= .

Din cauza patinării, relaţia de calcul a tensiunii de forfecare la interfaţa şenilă-sol devine (fig. 8.9):

( )K/jmax e1 −−⋅τ=τ ,

în care în care K reprezintă modulul de deformare al solului, iar j este deplasarea

130

stratului de sol sub acţiunea forţei tangenţiale.

Fig. 8.9 – Determinarea tensiunii maxime de forfecare

Modulul de deformare al solului (K) are valori cuprinse între 0,01m pentru teren nisipos tasat şi 0,025 m pentru teren nisipos afânat; pentru soluri lutoase, compactate, K = 0,006 m. Ţinând cont de patinare, relaţia pentru calculul forţei de tracţiune a unei şenile devine (fig. 8.8):

dxe1tgLb

GcbF K

xsL

0

t ⋅

−⋅

ϕ⋅⋅

+⋅=⋅

−

,

iar pentru cazul distribuţiei uniforme a presiunii de contact (fig. 8.8a) rezultă:

( )

−⋅

⋅−⋅ϕ⋅+⋅=

⋅−

K

Ls

t e1Ls

K1tgGcAF .

Pentru alte legi de distribuţie a presiunii de contact relaţia de calcul se modifică corespunzător, ca exemplu, în fig. 8.10 sunt prezentate curbele de variaţie ale forţei de tracţiune în funcţie de patinare, pentru terenuri nisipoase.

Fig. 8.10 – Forţa de tracţiune a unei şenile, pe nisip, în funcţie de patinare (Wong, Ground vehic.)

131

9. NOŢIUNI PRIVIND TRAFICUL RUTIER

9.1. CARACTERISTICI GENERALE ALE CIRCULAŢIEI RUTIERE

Traficul reprezintă totalitatea fenomenelor legate de deplasarea de produse şi persoane pe anumite trasee şi teritorii. Dintre elementele care intră în compunerea traficului rutier se pot menţiona:

• gradul de motorizare şi mobilitatea populaţiei; • parcul de autovehicule; • circulaţia pietonală; • configuraţia şi caracteristicile reţelei stradale; • dispozitivele de control, dirijare şi semnalizare; • parcări; • dispoziţii şi regulamente.

Factorii componenţi ai sistemului de circulaţie rutieră se pot grupa în trei categorii:

• factori rutieri, care ţin de calea de circulaţie; • factori tehnici, aparţinând autovehiculelor; • factori umani, care ţin de conducătorii auto.

Aceste categorii nu influenţează în aceeaşi măsură traficul, factorii umani având cea mai mare importanţă, dar acţionează interdependent; derapajul, de exemplul, este produs de pneurile uzate (factor tehnic), de şoseaua alunecoasă (factor rutier) şi de manevrele bruşte ale conducătorului (factor uman).

Factorii rutieri se referă la calea de circulaţie. În cazul executării unor noi căi de circulaţie scăderea frecvenţei

accidentelor de circulaţie se obţine prin proiectarea corespunzătoare a acesteia, ţinând cont de condiţiile de mediu, nivelul traficuluui rutier etc.

În cazul căilor deja existente creşterea nivelului de securitate se poate realiza prin:

• raţiobnalizarea volumului de trafic; • aplicarea restricţiilor de viteză pe anumite sectoare; • stabilirea anumitor priorităţi în circulaţie; • întreţinerea corespunzătoare; • perfecţionarea semnalizării rutiere.

În ceea ce priveşte factorii tehnici , trebuie menţionat că doar aproximativ 1…1,5% dintre accidente sunt produse de aceşti factori. În evenimentele rutiere la care participă factorul tehnic sistemele care intervin sunt cele de rulare, direcţie, frânare, iluminare; ambianţa interioară, care este dată de ventilaţia habitaclulului, nivelul de zgomot etc. influenţează siguranţa circulaţiei prin intermediul factorului uman.

Pentru a se limita influenţa factorului tehnic în producerea accidentelor şi a a urmărilor acestora autovehiculului trebuie să corespundă anumitor cerinţe de

132

securitate care impun: • utilizarea unei coloane de direcţie retractabile; • volan şi bord capitonate; • eliminarea elementelor proeminente (mânere, oglinzi) care ar putea

vătăma pasagerii; • caroseria să fie formată dintr-o zonă centrală, rigidă, care să protejeze

pasagerii; zonele din faţă şi din spate trebuie să fie deformabile, spre a prelua şocurile ce apr în cazul accidentelor;

• geamuri din sticlă securizată, care nu se sprag sub formă de cioburi mari; • existenţa unor dispozitive care să menţină portierele închise în caz de

răsturnare, coliziune etc.; • existenţa centurilor de siguranţă şi a airbagurilor.

Factorii umani sunt principalii factori ce influenţează traficul rutier. Aceştia acţionează prin intermediul unei multitudini de elemente care ţin de abilitatea în conducerea autovehiculului, dar şi de vigilenţa şi atenţia conducătorului, starea sa de sănătate, vârsta etc. Cercetări efectuate pe plan mondial au permis desprinderea unor concluzii de ordin general:

• cel mai mare număr de accidente mortale se înregistrează la tineri, văduvi, celibatari sau divorţaţi, fiind mai redus în rândul celor căsătoriţi;

• numărul maxim de accidente se înregistrează la conducătorii auto având 18…25 de ani şi la cei peste 60 de ani;

• viteza de reacţie cea mai mare se înregistrează la conducătorii având 18…25 de ani; la persoanele mai în vârstă scăderea vitezei de reacţie este compenstaă de creşterea atenţiei;

• cel mai mare număr de accidente se înregistrează între orele 16 şi 20, după ieşirea de la serviciu, în condiţii de aglomeraţie şi oboseală.

9.2. MĂRIMI CARACTERISTICE TRAFICULUI RUTIER

Caracterizarea fluxului de autovehicule se realizează prin următoarele mărimi:

• viteza de circulaţie; • durata de deplasare; • intervalul de timp dintre autovehiculele succesive; • distanţa dintre autovehicule; • densitatea fluxului rutier; • gradul de ocupare a suprafeţei drumului.

9.2.1. Viteza de deplasare Viteza de deplasare caracterizează eficienţa funcţionării unei artere de circulaţie. În funcţie de modul de finire se deosebesc:

• viteza instantanee;

133

• viteza medie. Viteza instantanee se determină prin măsurători directe ale timpului

necesar parcurgerii distanţei dintre două repere. Viteza instantanee depinde de caracteristicile dinamice ale autovehiculului, de categoria şi starea căii rutiere, de voinţa şi aptitudinile conducătorului, de existenţa unor restricţii de circulaţie etc.

Viteza instantanee fluctuează mult, chiar pentru aceeaşi porţiune de drum, astfel încât este mai indicată utilizarea vitezei medii, care poate fi:

• viteză medie spaţială; • viteză medie temporală.

Viteza medie spaţială ţine cont de timpul mediu necesar parcurgerii tronsonului respectiv, fiind calculată cu relaţia:

=

⋅=n

1ii

s

t

ndv ,

în care d este lungimea tronsonului considerat, n este numărul de autovehicule pe care se face medierea, iar ti este timpul necesar vehiculului i pentru a parcurge tronsonul respectiv. Viteza medie temporală este, de fapt, media aritmetică a vitezelor cu care autovehiculele circulă pe tronsonul respectiv:

n

vv

n

1ii

t

== ,

în care vi este viteza instantanee a vehicululului i. Trebuie remarcat că vs < vt. Majoritatea studiilor de trafic utilizează viteza medie spaţială; viteza medie temporală este folosită în analizele de trafic care urmăresc şi influenţa factorilor meteorologici, a tipul de autovehicul etc. Măsurătorile se fac pe intervale scurte de timp (60…90 de minute) dacă se se urmăreşte determinarea caracteristicilor traficului pentru perioadele de vârf, sau pe intervale mai lungi (12…14 ore) dacă studiul urmăreşte determinarea gradului de neuniformitate al încărcării reţelei stradale. 9.2.2. Timpul de deplasare Acesta reprezintă timpul necesar parcurgerii unui kilometru din drumul respectiv; relaţia de calcul este:

[ ]kmmin/v

60T = ,

în care v este viteza de deplasare [km/h]. Atunci când în relaţie se foloseşte viteza medie se va obţine durata medie de deplasare.

134

9.2.3. Intervalul de timp dintre două autovehicule succesive Acest parametru caracterizează timpul dintre sosirea a două autovehicule succesive într-un punct dat, fiind o mărime invers proporţională cu volumul traficului. Parametrul se foloseşte pentru estimarea întreruperilor în fluxul auto pentru organizarea trecerilor pietonale, precum şi pentru studierea modului de contopire a fluxurilor în scopul programării funcţionării semafoarelor. Relaţia de calcul este:

[ ]sv

p6,3

m

⋅=τ ,

în care p este pasul dintre autovehicule [m], iar vm este viteza medie de circulaţie [km/h]. 9.2.4. Volumul traficului Volumul traficului (debitul, intensitatea traficului) reprezintă numărul de autovehicule ce parcurg tronsonul studiat în timp de o oră; relaţia de calcul este:

[ ]h/.vehic3600

Nτ

= ,

sau:

[ ]h/.vehicp

v10N m3 ⋅= .

La viteze sub 50 km/h, volumul traficului creşte odată cu creşterea vitezei. La viteze peste 50 km/h, între viteză şi volumul traficului există un raport invers proporţional (volumul scade odată cu creşterea vitezei), deoarece se măreşte distanţa dintre autovehicule ca urmare a creşterii spaţiului parcurs în timpul de reacţie. Pentru un flux rutier cu un volum N probabilitatea ca într-un interval de timp T într-un anumit punct să sosească n autovehicule este dată de distribuţia Poisson:

3600

TN

n

e!n

3600

TN

p⋅

−⋅

⋅

= .

Relaţia permite stabilirea numărului probabil al autovehiculelor care sosesc într-o intersecţie, parcare etc. Exemplu:

Pentru T=10 s şi n=2 rezultă:

- p = 0,184 pentru N=360 vehic./h;

- p = 0,271 pentru N=720 vehic./h;

- p = 0,224 pentru N=1080 vehic./h.

Probabilitatea ca în acest interval de timp să nu sosească nici un

135

autovehicul este:

3600

TN

ep⋅

−= .

9.2.5. Densitatea fluxului rutier Reprezintă numărul de autovehicule aflate în mişcare pe un km de cale rutieră şi depinde de pasul dintre autovehicule:

[ ]kmvehicvp

km

/.3600103

τ⋅== .

Ţinând cont şi de relaţia anterioră rezultă relaţia fundamentală dintre volumul traficului N, densitatea acestuia şi viteza medie de deplasare:

N = k ⋅ vm. 9.3. CARACTERISTICILE CONDUCĂTORILOR DE

AUTOVEHICULE 9.3.1. Generalităţi

Conducerea unui autovehicul, în condiţiile creşterii intensităţii circulaţiei

rutiere, presupune desfăşurarea de către conducător a unui complex de acţiuni ca urmare a succesiunii rapide a factorilor externi, stimulilor nervoşi etc. Din punct de vedere al modului în care conducătorul auto poate răspunde acestor solicitări, acesta parcurge, de-a lungul timpului trei etape:

• la început, conducătorul auto este dominat de către autovehicul, devedeşte nesiguranţă în exploatare, diferite manevre, depune un efort psihic (şi chiar fizic) mai accentuat; ca urmare, viteza de reacţie este mai redusă. Acesta este motivul pentru care conducătorii auto începător sunt protejaţi prin aplicarea pe autovehicul a unui semn distinctive.

• în următoarea etapă, concomitant cu formarea deprinderilor necesare conducerii, poate apare supra-aprecierea, care conduce la manifestări negative şi accidente;

• o dată cu formarea deplină şi fixarea reflexelor necesare conducerii se instalează o perioadă statornică, caracterizată prin seriozitate şi echilibru, în care maşina este stăpânită cu maximum de randament şi minimum de efort. În oricare din cele trei perioade menţionate, comportamentul conducătorului auto poate fi modificat negativ (în sensul creşterii riscului de accident) de anumite deficienţe de caracter şi personalitate, nervozitate, emotivitate, lipsă de concentrare şi atenţie, imprudenţă, temeritate Dintre simţurile omului, văzul este cel mai important în ceea ce priveşte contactul cu lumea înconjurătoare. Capacitatea sintetică şi analitică a privirii, rapiditatea transmiterii senzaţiilor şi transformarea lor în acţiuni musculare depend de calităţile optico-vizuale ale ochiului, de gradul de atenţie sau oboseală, de luminozitatea generală, sistemul de semnalizare etc.

136

În timpul conducerii unui autovehicul, următoarele caracteristici ale ochiului au o importanţă deosebită:

• agerimea; • vederea periferică; • acomodarea după orbirea de către farurile autovehiculelor care circulă

din sens invers; • modul de percepere a culorilor precum şi a diferitelor situaţii ce pot

apare în timpul conducerii. Astfel, deşi conducătorul auto trebuie să identifice diferitele obiecte şi elemente aflate pe direcţia înainte, el trebuie în acelaşi timp să observe şi ceea ce se întâmplă pe părţile laterale ale drumului, trebuie să poată vedea drumul noaptea, în condiţii de slabă iluminare; de asemenea trebuie să deosebească luminile semafoarelor, diferitele indicatoare de circulaţie şi să aprecieze distanţa până la diferitele obstacole şi elemente aflate pe drum. Agerimea ochiului (acuitatea vizuală) reprezintă dimensiunea minimă a detaliilor pe care ochiul poate să le deosebească. Un conducător auto cu o acuitatea vizuală normală trebuie să poată distinge în tableta lui Snellen (fig. 9.1) literele de 8,5 mm înălţime de la o distanţă de 6,1 m.

Fig. 9.1 – Tabela lui Snellen

Un conducător auto cu vedere normală, în condiţiile de luminozitate medie, poate percepe un obiect care subîntinde un arc de minimum 1’, dacă acesta se găseşte în interiorul unui con având unghiul de vârf de 100, vârful conului găsindu-se în centrul retinei (fig. 9.2). Pe măsură ce unghiul de vedere creşte, acuitatea vizuală scade, fapt de care trebuie să se ţină cont la instalarea diferitelor indicatoare de circulaţie. Elementele şi obstacolele aflate pe părţile laterale pot fi observate dacă se găsesc în câmpul de vedere de 120 – 1600 al conducătorului auto. Capacitatea de a vedea obiecte aflate în afara conului acuităţii maxime a vederrii se numeşte

137

vedere periferică. Pe măsură ce viteza de deplasare (a obiectului, a observatorului sau ambilor) creşte, unghiul vederii periferice scade (de la 1600 la 1200).

Fig. 9.2 – Definirea zonelor câmpului vederii

Atunci conducătorul auto roteşte capul cu 450 la stânga sau la dreapta, câmpul de vizibilitate creşte la 1550 la stânga sau la dreapta. Rotirea capului cu 300 în sus sau în jos conduce la un câmp de vizibilitate de 900 în sus şi respectiv 1120în jos. Se constată că astfel câmpul vizual este mai larg decât cel oferit în general de autovehicul. O importanţă deosebită în procesul de conducerea autovehiculelor o prezintă posibilitatea aprecierii dimensiunii obiectelor, distanţa până la ele, a vitezei şi acceleraţiei acestora. Ca urmare, pentru ca şoferul să poată aprecia corect distanţa până la diferite indicatoare rutiere şi alte mijloace de dirijare a circulaţiei, este necesară asigurarea dimensiunilor identice standardizate ale acestora. Primul pas în identificarea obstacolului este evaluarea mărimii acestuia; se acceptă că doar obstacolele având dimensiunile (înălţime, lăţime) peste 60 cm declanşează reacţii de ocolire, frânare etc. În ceea ce priveşte perceperea culorilor, aceasta depinde de intensitatea luminii din mediul ambiant. Astfel, la o luminozitate corespunzătoare, culorile roşu şi albastru pot fi observate de la mare distanţă; în condiţiile luminozităţii reduse din zori, aceste culori sunt mai puţin vizibile, în timp ce culoarea galbenă poate fi observată foarte bine. Şi celelalte simţuri ale omului contribuie la conducerea în siguranţă a autovehiculelor. Astfel, simţul tactil este important pentru perceperea la timp a unor anomalii în starea pavajului, umezeala acestuia, uzura pneurilor şi a mecanismului de direcţie. Auzul permite controlul permanent al funcţionării motorului şi perceperea semnalelor emise de către ale autovehicule. 9.3.2. Particularităţi ale vederii pe timp de noapte Circulaţia pe timp de noapte provoacă mai multe accidente atât din cauza întunericului, cât şi din cauza oboselii, somnolenţei etc.

138

Recunoaşterea obiectelor pe timpul nopţii are loc după : • detaliile suprafeţelor acelor laturi ale obiectului care sunt îndreptate

către conducătorul auto, dacă nivelul de iluminare al acestora este suficient pentru a face observabile contrastele suprafeţelor;

• silueta obiectului, în cazul unui nivel de iluminare mai mic. Dificultăţile de observare a obiectelor pe timp de noapte sunt legate de faptul că atunci când ochiul este îndreptat către o zonă luminată, o parte din lumină se reflectă, iar în ochi apare o imagine dispersată, difuză. Apariţia în câmpul vizual a unei surse intense de lumină (orbirea) conduce la înrăutăţirea vizibilităţii şi a confortului vizual. În plus, după depăşirea sursei de lumină, pupila are nevoie de un timp de patru ori mai mare pentru a se deschide din nou, faţă de situaţia din timpul zilei; astfel, deschiderea pupilei după orbire poate dura până la 10 secunde. Această deschidere lentă a pupilelor conduce la înrăutăţirea vederii obstacolelor de pe drum. În cazul conducerii pe timp de noapte mai intervine un fenomen caracteristic şi anume creşterea timpului de reacţie al conducătorului auto, de 2 – 3 ori. Acest fapt impune reducerea vitezei de deplasare şi creşterea distanţei dintre autovehiculele ce se deplasează în acelaşi sens de circulaţie. Utilizarea parbrizelor colorate, destinate creşterii confortului la deplasare pe timpul zilei, conduce la înrăutăţirea vizibilităţii, scăderea acuităţii vizuale şi creează pericol parţial de accident. Efectul acestor parbrize asupra reducerii orbirii este neglijabil, lipsa de confort optic şi înrăutăţirea vizibilităţii fiind legate de posibilităţile de adaptare ale ochiului. 9.3.3. Timpul de percepţie şi de reacţie În cazul sistemului om-maşină, timpul de percepţie-reacţie reprezintă timpul scurs de la începerea acţiunii semnalului de stimul şi până la apariţia reacţie conducătorului auto.

Timpul de percepţie-reacţie are o importanţă deosebită în determinarea capacităţii de trafic a drumului şi intersecţiilor, a intervalelor de siguranţă, în poziţionarea dispozitivelor de semnalizare şi dirijare, în proiectarea elementelor geometrice ale drumului.

În timpul de percepţie-reacţie se includ: intervalul de timp necesar conducătorului auto pentru preceperea stimulului, timpul necesar interpretării, prelucrării şi luării unei decizii, timpul necesar pentru începerea executării acţiunii respective, întârzierea fiziologică (care se referă la timpul necesar efectuării mişcării respective).

Mărimea timpului de percepţie-reacţie depinde de o serie de elemente: • numărul şi genul stimulilor (vizuali, acustici, vizuali şi acustici); • complexitatea deciziei ce trebuie luată şi condiţiile de drum existente; • sexul şi vârsta conducătorului.

Intervalul de timp scurs între perceperea unei anumite situaţii din trafic şi momentul în care conducătorul acţionează efectiv comenzile este greu de stabilit,

139

aceta depinzând de situaţia reală existentă. Astfel, dacă pentru efectuarea unei frânări atunci când pe traiectoria autovehiculului apare un obstacol, este necesar un timp de percepţie-reacţie de 1s, la efectuarea unei depăşiri pe un drum cu două benzi de circulaţia, atunci când din faţă se apropie un alt autovehicul timpul de percepţie-reacţie este de aproximativ 3s. Aceste diferenţe apar din cauza procesului de evaluare a situaţiei respective, în condiţiile existenţei unor raporturi de cuzalitate mai complexe. Experienţa conducătorului auto reduce simţitor timpul de gândire, mai ales dacă situaţia întâlnită face deja parte din experienţa conducătorului; astfel, se consideră că în condiţii normale de circulaţie, procesul de frânare la întâlnirea unui obstacol nu este influenţat de timpul de gândire.

Ca exemplu, în fig. 9.3 este prezentată schematizarea procesului de frânare.

Fig. 9.3 – Schematizarea procesului de frânare

d-deceleraţia Fazele corespunzătoare sunt următoarele:

• A: momentul din care poate fi observat evenimentul ce impune frânarea; • A-B: timp necesar percepţiei evenimentului; • B-C: înţelegerea evenimentului; • C-D: analizarea situaţiei; • D-E: luarea deciziei; • E-F: timpul necesar ridicării piciorului de pe pedala de acceleraţie,

aşezării acestuia pe pedala de frână, preluării cursei libere a pedalei; • F: începerea frânării propriu-zise; • F-G: creşterea deceleraţiei până la valoare maximă; • G-H: frânare cu deceleraţie maximă; • H-I: frânare cu roţile blocate;

140

• I: oprirea autovehiculului. Timpul de percepţie-reacţie A-F este cuprins între 0,5…0,8 s (atunci când

conducătorul se aşteaptă la apariţia evenimentului) şi 3…5 s (atunci când conducătorul este sub influenţa băuturilor, a medicamentelor, drogurilor etc.).

Timpul necesar sistemului de frânare să asigure deceleraţia maximă a autovehiculului (F-G) este cuprins între 0,1…0,2 s pentru cazul acţionării hidraulice a frânelor şi 0,5…0,8 s pentru sistemele cu acţionare pneumatică.

Timpul de percepţie-reacţie diferă şi în funcţie de simţurile care au recepţionat stimulul şi de organul ce trebuie să aplice decizia.

Timpul necesar recunoaşterii unui obiect, în condiţii de vizibilitate bună este, în medie, de 0,2 s. Timpul necesar pentru a mişca ochii şi a fixa un nou obiect în vederea recunoaşterii este de 0,1…0,3 s.

Timpul necesar transmiterii semnalului către organul ce trebuie să execute decizia este cuprins între 0,14…0,21 s pentru mâini şi 0,17…0,26 s pentru picioare, în funcţie de natura stimulului (auditiv sau luminos).