CAPITOLUL IELEMENTE DE DINAMICA AUTOVEHICULULUI

1.1 Construcţii similare de autovehicule

Pentru proiectarea unui nou tip de autovehicul, ţinând seama de datele impuse prin temă, autoturism de clasă lux, care precizează anumite particularităţi legate de destinaţia şi performanţele acestuia, este nevoie în primul rând, de un număr cât mai mare de soluţii constructive, deja existente, având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului cerut.

De asemenea, literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informaţii legate de organizarea generală, modul de dispunere a motorului şi punţilor motoare, de organizare a transmisiei; tot aici fiind date şi principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă şi proprie, tipul sistemelor de direcţie şi frânare, tipul suspensiei.

Analizând aceste informaţii şi având în vedere tendinţele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetată, se pot stabili prin comparare unele date iniţiale necesare pentru calculul de predimensionare cum ar fi: organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului şi repartizarea sa pe punţi, alegerea roţilor şi determinarea razei de rulare precum şi multe altele.

Cu ajutorul unor cataloage auto din 2001 respectiv 2002 (autocatalog 2001, autocatalog 2002 - CD) şi a unor reviste de specialitate au fost extrase soluţiile similare prezentate în tabelele de mai jos.

Aceste soluţii au fost selectate atât în funcţie de motorizarea impusă în temă cât şi în funcţie de performanţele dinamice ale autoturismului impuse în temă. Soluţiile similare au parametrii dinamici şi de motorizare cuprinşi într-o anumită plajă de valori cât mai apropate de valorile impuse în tema de proiectare.

1

Nrctr

Marcaşi

modelul

Caroserie Motor şi transmisie Rulare Dimensiuni şi mase Performanţe

Nr.uşi

Nr.locuri

Nr.cil.

Amplmotor

Cilindree[cm3]

DxS[mm]

Rap.comp

Sup/cil.

Pemax/np

[kw/rmin]

Memax/nm[Nm]

PneuLa

[mm]l

[mm]h

[mm]Gp[kg]

Gt[kg]

L[mm]

E1[mm]

E2[mm]

Vmax[km/h]

Cm[l/1ookm]

a0-100

[km/h]

1NISSAN Serena

3 8 4 MI 1597 76x88 9,8 497(71)/5600

131/3600

175R14C 4315 1710 1840 1396 2100 2735 1480 1480 150 9.9 17.9

2PEUGEOT 806 4 8 4 FQ 1998 86X86 9.5 2

121(89)/5750

170/2650

195/65R15T 4454 1834 1714 1510 2300 2824 1534 1540 177 9.5 13.1

3 RENAULT Espace

4 8 4 FI 2165 88X89 9.2 2107(79)/

5000170/3500

195/65R14T 4429 1795 1693 1330 2130 2580 1484 1508 170 9.7 12.9

4SEAT

Alhambra4 8 4 FQ 1984 82.5X92 10 2 115(85)/5000

170/2400

195/65R15T 4620 1810 1730 1638 2400 2835 1510 1505 177 9.1 15.4

5TOYOTA

Previa3 8 4 MI 2438 95X86 9.3 4

132(97)/5000

200/4000

215/65R15S 4765 1800 1780 1660 2450 2860 1560 1550 175 11 11.5

6TOYOTA Estima

4 8 4 FI 2438 95X86 9,3 4132(97)/

5000204/4000

215/65R15 H

4750 1800 1780 1750 2135 2860 1560 1550 174 10.5 -

7VOLKSWAGEN

Caravelle3 8 4 FQ 1968 81X95.5 8.5 2

84(62)/4300

159/2200

195/70R15S 4789 1840 1940 1730 2575 2920 1589 1554 144 11.1 -

8TOYOTA Venture

4 8 4 FI 2237 86X78 9 288(65)/5200

135/2400

185R14S 4390 1640 1860 1340 2880 2500 1355 1350 150 9.317

9CRHYSLER

Voyager4 8 4 FQ 2429 87.5X101 9.5 4

150(110)/5250

229/3950

215/65R15T 4733 1950 1740 1780 2435 2878 1600 1626 180 10 -

10CITROEN Evasion

4 8 4 FQ 1998 86X86 9.5 2121(89)/

5750170/2750

195/65R15T 4454 1812 1710 1510 2300 2823 1534 1540 177 9.5 13.1

11DODGECaravan

4 8 4 FQ 2429 87.5X101 9.4 4152(112)/

5200226/4000

205/75R14S 4733 1920 1740 1600 2400 2878 1600 1620 160 10.7 -

12FIAT

Ulysse4 8 4 FQ 1998 86X86 9.5 2

121(89)/5750

170/2650

195/65R15T 4454 1834 1714 1510 2300 2824 1534 1540 177 9.5 13.1

13FORDGalaxy

4 8 4 FQ 1998 86X86 9.8 2115(85)/

5500170/2300

195/65R15T 4617 1810 1730 1665 2350 2835 1530 1524 177 9.2 13.1

14HONDAShuttle

4 8 4 FQ 2156 85X95 9.8 4150(110)/

5600198/4600

205/65R15H 4750 1790 1640 1533 2170 2830 1525 1545 183 10 12.2

15LANCIA

Zeta4 8 4 FQ 1998 86X86 8 2

147(108)/5300

235/2500

205/65R15H 4463 1834 1714 1575 2340 2824 1593 1540 195 10.1 10.1

1

Studiul soluţiilor similare ale automobilelor

NISSAN SerenaEste unul din cele mai mici monovolume dispunând de o caroserie scurtă şi

îngustă , dar înaltă. Cele şapte până la opt locuri uşor accesibile nu lasă hayonului decât un portbagaj minuscul. Oferta include trei motoare un motor diesel de 2,3 litri şi 75 CP şi 2 motoare pe benzină de 97 şi 126 CP.

Peugeot 806Peugeot 806 este cel mai bine vândut model. Peugeot 806 reprezintă

jumătate din producţia totală restul fiind acoperit de Citroen Evasion ,Fiat Ulysse şi Lancia Zeta. Are habitaclul foarte variabil cu până la 8 locuri, acces facil prin cele 2 uşi laterale glisante, manevrabilitate bună, suspensie confortabilă. Portbagajul mic în cazul ocupării complete a locurilor, încălzire puternică a habitaclului, frâne puţin rezistente la oboseală.

Renault EspaceEste deschizătorul de drum pentru boom-ul van-urilor înregistrat în

Europa, după ce a fost produs timp de 12 ani, vreme în care i-au fost aduse puţine modificări , actuala generaţie Espace se pregăteşte să-şi încheie cariera.

Seat AlhambraPărţile faţă şi spate ale noului van Seat corespund designului firmei şi

amintesc de Ibiza, Cordoba şi Toledo. Paleta de motoare este actualmente compusă din motorul Tdi de 1.9 litri şi 90CP , şi motorul 2,0i de 115 CP. Se intenţionează echiparea modelului, la un moment încă ne-concretizat şi cu un motor turbo diesel cu injecţie directă, de 110 CP.

Toyota PreviaMinivanul Previa are anumite particularităţi constructive care au

generat mai mult dezavantaje decât avantaje: motorul său cu patru cilindri este amplasat central şi limitează astfel spaţiul din habitaclu.

2

Volkswagen CaravelleÎnclinarea diferită a coloanei de direcţie şi volanul de tip nou asigură o

poziţie de conducere asemănătoare celei dintr-un autoturism. Pentru a putea instala noile motoare VR 6 şi TDi cu 5 cilindri cei de la Volkswagen au trebuit să lungească partea din faţă.

Citroen EvasionPunctele forte ale acestui minivan le constituie cele 2 uşi laterale

glisante , confortul bun al suspensiei şi manevrabilitatea tipică limuzinelor. Nou apărut este motorul turbo diesel de2.1 litri şi 109CP.

Dodge Caravan Este oferit în 2 variante de caroserie, bazate pe ampatamente cu

lungimi diferite. Motoarele oferite sânt cu 4 cilindri de 2,4 litri , 4 supape/cilindru, ce dezvoltă 151 CP sau 2 V6 de 3.3 litri/158 CP şi 3,8 litri/166 CP.

Fiat Ulysse Modelul Ulysse este livrat adiţional cu motorul turbo diesel cu 3

supape/cilindru , care la cilindree de 2,1 litri dezvoltă 109 CP. Celelalte motoare rămân nemodificate, şi anume cel de 1,9 litri diesel, cu compresor, dezvoltând 90 CP şi cele 2 motoare pe benzină , de 2 litri , dezvoltând 121 CP şi respectiv 147CP cu turbo compresor.

Ford GalaxyFord oferă modelul de bază de 115 CP. În viitor oferta va fi

completată cu un nou motor cu 4 cilindri de 2,2 litri şi 147 CP şi cu puternicul motor VW-TDI de 110 CP.

Lancia ZetaDispune de o echipare foarte bogată şi oferă locuri pentru maximum

7 persoane. Unicei motorizări existente până acum, un turbo de2 litri şi 147 CP, i se adaugă un turbo diesel economic, de 2,2 litri şi 110 CP.

3

1.2 Tendinţe de dezvoltare ale automobilelor şi motoarelor

În condiţiile în care problemele de concepţie devin din ce în ce mai complexe, necesitând prelucrarea unei enorme cantităţi de informaţie, asistarea proiectării şi fabricaţiei de către calculator apare ca oportună şi de neevitat dacă se doreşte o scurtare a timpului de inovare perfecţionare a produselor cu grad sporit de complexitate, care trebuie adaptate continuu progresului tehnic. Motoarele autoturismelor au beneficiat de atenţie sporită, eforturile de mărire a performanţelor acestora fiind îndreptate pe multiple direcţii: reducerea consumului de combustibil, mărirea puterii litrice a motoarelor, reducerea costurilor de fabricaţie, reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare, reducerea emisiilor sonore, realizarea de motoare cât mai uşoare şi mai compacte.

Cutiile de viteze dispun de cinci şi mai nou chiar de şase trepte de viteză.

Pentru îmbunătăţirea dinamicii automobilului în regim de tracţiune, acestea au început să fie dotate cu sisteme de control al tracţiunii, cum ar fi de exemplu sistemul Stability and Traction Control (STC) folosit pe Volvo S80 sau sistemul Stability and Traction Control (DSTC), care este mult mai complex, fiind asemănător cu sistemele antipatinaj de la maşinile germane.

Aceste sisteme îndeplinesc în general următoarele funcţiuni: corijarea acţiunilor de comandă ale şoferului în raport cu regimul de deplasare al automobilului şi aderenţa roţilor cu calea de rulare; asigurarea stabilităţii şi maniabilităţii automobilului; îmbunătăţirea tracţiunii la demaraje şi în condiţii dificile de drum; informarea şoferului asupra apariţiei situaţiilor deosebite ce duc la patinarea uneia sau mai multor roţi.

Pentru îmbunătăţirea dinamicii automobilelor în regim de frânare, acestea au început să fie dotate pe scară largă cu sisteme de frânare cu antiblocare (ABS) care au ajuns în prezent la un înalt grad de perfecţiune.

În prezent, la toate automobilele moderne este asigurat controlul electronic al motorului, al sistemului de frânare cu antiblocare (ABS), comenzile cutiei de viteze, suspensia, radarul anticoleziune precum şi a altor sisteme care au rolul de a îmbunătăţii confortul conducătorului auto şi de a diminua efortul fizic în timpul conducerii.

Perfecţionarea electronică a automobilului a fost împinsă la limite greu de imaginat până nu de mult. Specialişti susţin că aproape toate sistemele unui automobil vor trebui îndeplinite de unul şi acelaşi sistem electronic, în care inima tehnologică o va reprezenta un microprocesor de mare performanţă.

4

1.3 Organizarea generală şi parametrii principali

Analizând cu atenţie soluţiile similare caracteristice categoriei de autovehicule impuse prin tema de proiectare se observă că în ceea ce priveşte soluţia de organizare generală toate modelele prezentate se încadrează în categoria autovehiculelor destinate pentru transportul persoanelor. Marile firme producătoare de autovehicule au realizat numeroase tipuri destinate unui public larg.

Ca soluţie de organizare generală adopt soluţia cu motor transversal în faţă.

1.4 Dimensiunile geometrice

Pentru un automobil aflat în faza proiectării dinamice, alegerea parametrilor geometriei trebuie să aibă în vedere construcţiile asistate şi recomandările standardizate pentru dimensiunile interioare.

Plecând de la studiul soluţiilor similare şi ţinând cont de soluţia de organizare generală şi de studiul postului de conducere, se adoptă pentru dimensiunile geometrice de gabarit şi ale capacităţii de trecere următoarele valori:

Datele acestea le adopti ca medii din solutiile similare Lungimea automobilului La=4315 mm; Lăţimea automobilului l =1710 mm; Înălţimea autovehiculului H =1840 mm; Ampatamentul L =2735 mm; Ecartamentul roţilor din faţă E f=1480 mm; Ecartamentul roţilor din spate Es =1480 mm; Consolă faţă Cf=790 mm; Consolă spate Cs=790 mm; Garda la sol hg=200 mm;

5

1.5 Greutatea automobilului

Masa automobilului

Masa autovehiculului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia reprezintă suma dintre masa utilă (mu) şi masa proprie (mp):

[kg] (1.1)Masa utilă (mu), reprezintă o caracteristică constructivă esenţială a

autovehiculului, prin ea caracterizându-se probabilităţile de utilizare a acestuia. Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului, în concordanţă cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare.

Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin număr de locuri la autovehicule de persoane şi prin sarcina utilă transportată la autovehicule de bunuri.

În conformitate STAS 6926/1-78 la determinarea masei utile se vor considera următoarele:

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

Pentru autoturisme:mu=(68+7)N+mbs=(68+7)8+104=704 kg

(1.2)unde: N - numărul de locuri din autoturism;

mbs - masa bagajului suplimentar; mbs=50…200 kg; se adoptă mbs=104 kgConform soluţiilor similare se adoptă masa proprie ca fiind mp=1396

kg.Masa totală a autovehiculului va fi:

kg (1.3)

6

Repartizarea masei pe punţi şi coordonatele centrelor de masă

Faţă de masele determinate mai sus, se determină greutatea automobilului (Ga), greutatea utilă (Gu) şi greutatea proprie (Gp) cu relaţiile:

Ga=9,81ma=9,812100=20601 N (1.4)Gu=9,81mu=9,81704=6906,24 N (1.5)Gp=9,81mp=9,811396=13694,76 N

(1.6)Masa autovehiculului se consideră aplicată în centrul de masă situat

în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziţia centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a, b şi înălţimea . Pentru automobilele cu două punţi masele ce revin punţilor sunt:

[kg] (1.7)

[kg] (1.8)

Parametrul se adoptă între limitele 0,45…0,54:

Se adoptă: =0,5, mm (1.9)

mm (1.10)Astfel m1 şi m2 vor avea următoarele valori:

m1= ma= kg (1.11)

m2= ma= kg

(1.12)În funcţie de greutatea Ga se determină componentele G1 şi G2:

G1= Ga= N

(1.13)

G2= Ga= N

(1.14) mm (1.15)

Roţile automobilului

7

Pneul reprezintă partea elastică a roţii şi este format din anvelopă şi camera de aer. La alegerea pneului se au în vedere următoarele:

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

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

În funcţie de masa repartizată pe punţi se poate determina masa ce revine unui pneu folosind relaţiile:

kg (1.16)

kg (1.17)

Valorile mp1 şi mp2 astfel determinate condiţionează împreună cu viteza maximă a automobilului tipul pneurilor folosite şi caracteristicile de utilizare.

Din “Dinamica autovehiculelor” şi din soluţiile similare studiate, se adoptă un pneu 175/65 R 14 C cu următoarele caracteristici:

- sarcina pe anvelopă 500 kg;- viteza maximă 230 km/h;- presiunea de regim 1,9 daN/cm2;B=175 mm;d=14·25,4=355,6 mm;Datorită faptului că pneul are carcasă în construcţie radială atunci

vom avea . Astfel vom avea H=B·0,82=175·0,82=143,5 mm.

D=d+2·H=381+2·133=643 mm (1.18)

Dimensiunile anvelopei sunt următoarele:- lăţimea secţiunii B=175 mm;- diametrul jantei d=355,6 mm;- diametrul exterior D=643 mm;Dacă STAS precizează mărimea circumferinţei de rulare, atunci raza

de rulare se calculează cu relaţia: [mm]; (1.19)

unde:r0 - raza nominală. Normal raza nominală trebuie să fie egală cu raza

liberă determinată după diametrul exterior precizat:

8

mm; (1.20)

0,930-0,935-pentru pneurile de joasă presiune;0,945-0,950-pentru pneurile de înaltă presiune;

Se adoptă λ=0,933. Astfel rr va avea următoarea valoare: mm (1.21)

Circumferinţa de rulare se poate determina cu ajutorul relaţiei:Lr=2·π·rr=2·3,14·302=1897 mm

(1.22)

1.6 Definirea condiţiilor de autopropulsare

Forţele rezistente care se produc din interacţiunea dintre autovehicul şi mediul în care se deplasează sunt: rezistenţa la rulare a roţilor (R r), rezistenţa pantei (Rp) şi rezistenţa aerului (Ra).

Rezistenţa datorată forţelor de inerţie intervine în perioadele de accelerare din care cauză se numeşte rezistenţa la accelerare sau la demarare (Rd).

1.6.1 Rezistenţa la rulare

Rezistenţa la rulare (Rr) este o forţă cu acţiune permanentă la rularea roţilor pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului. Cauzele fizice ale acestei rezistenţe la înaintare sunt:

- deformarea cu histerezis a pneului;- frecările superficiale dintre pneu şi cale;- frecările din lagărele roţii;- deformarea căii.Faţă de cauzele determinate, rezistenţa la rulare depinde de un

număr mare de factori de influenţă:- construcţia pneului; - viteza de deplasare; - presiunile aerului din pneu;- forţele şi momentele ce acţionează asupra roţilor.

N (1.23)unde: Rr – rezistenţa la rulare Ga cos - componenta greutăţii automobilului normală pe cale

In tabelul 1.4 sunt prezentate valorile rezistentei la rulare pentru diferite valori ale coeficientului de rezistenţă la rulare (f) şi ale unghiului de înclinare a drumului ().

9

Tabel 1.4 = 00 = 70 = 140 = 180 = 200

f Rr f Rr f Rr f Rr f Rr

0,015

309,015 0,015 306,7 0,015 299,8 0,015 293,8 0,015 290,3

0,023

473,823 0,023 470,3 0,023 459,7 0,023 450,6 0,023 445,2

0,031

638,631 0,031 633,8 0,031 619,6 0,031 607,3 0,031 600,1

0,038

782,838 0,038 777 0,038 759,5 0,038 744,5 0,038 735,6

0,046

947,646 0,046 940,5 0,046 919,5 0,046 901,2 0,046 890,5

1.6.2 Determinarea rezistenţei aerului

Rezistenţa aerului (Ra) reprezintă interacţiunea după direcţia deplasării dintre aerul în repaus şi autovehiculul în mişcare rectilinie. Ea este o forţă cu acţiune permanentă de sens opus sensului de deplasare a autovehiculului. Cauzele fizice de rezistenţa aerului sunt:

- repartiţia inegală a presiunilor pe partea din faţă şi spate a caroseriei;

- frecarea dintre aer şi suprafeţele pe lângă care are loc curgerea acestuia

- energia consumată pentru turbionarea aerului.Pentru calculul rezistenţei aerului se recomandă utilizarea următoarei relaţii:

[N] (1.24)

unde: = densitatea aerului = 1,225 kg/m3; Cx = coeficientul de rezistenţă al aerului; A = aria secţiunii transversale maxime m2; V – viteza de deplasare a automobilului m/s;

kg/m3 (1.25)

10

unde: Cx - coeficientul rezistentei aerului. Conform tabelului 4.5 din "Dinamica autovehiculelor - vol I" se adoptă Cx=0,52.

k - coeficient aerodinamic, kg/m3

(1.26)Dar ştim că aria A are următoarea formulă:

[m2] (1.27)unde:B – ecartamentul autovehiculului, B=1,48 m;

H – înălţimea autovehiculului, H=1,84 m; A = 1,48·1,84 =2,7232 m2 (1.28)Ra = k·A·V2 N

(1.29)

Tabel 1.5V

[km/h]20 50 80 110 140 170 200 230

V [m/s] 5,5 13,8 22,2 30,5 38,8 47,1 55,4 63,8Ra [N] 20,6 160 415,36 784,3 1269,3 1870,5 2587,9 3432

1.6.3 Rezistenţa rampei

La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală greutatea dă o componentă (Rp) după direcţia deplasării dată de relaţia: Rp = Gasin N (1.30)

Această forţă este forţa de rezistenţă la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare) şi forţă activă la coborârea pantelor.

In tabelul 1.6 sunt prezentate valorile rezistentei rampei pentru diferite valori ale unghiului de inclinare a drumului .

Tabel 1.6 [o] 0 4 7 14 18 20

Rp [N] 0 1437,05 2510,6 4983,8 6366,05

7045,95

1.6.4 Rezistenţa la demarare

11

Rezistenţa la demarare (Rd) este o forţă de rezistenţă ce se manifestă în regimul de mişcare accelerată a autovehiculului.

Rd= ma dv/dt (1.31)unde: ma – masa autovehiculului kg;

- coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie;dv/dt = a – acceleraţia mişcării de translaţie a autovehiculului;

1.7 Calculul de tracţiune

Calculul de tracţiune cuprinde determinarea parametrilor principali ai motorului şi transmisiei, care pun în evidenţă performanţele autovehiculului cerute prin tema de proiectare. În tema de proiectare se dau o parte din parametrii şi performanţele principale precum şi unele caractristici tehnice de organizare generală a autovehiculului.

Parametrii şi performanţele principale sunt numărul de persoane şi viteza maximă pe care autovehiculul trebuie să o dezvolte pe o şosea orizontală în stare bună, în ultima treaptă a cutiei de viteze.

1.7.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei

Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roţilor motoare ale acestuia.

Transmisia fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei. Calitativ pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei.

Conform literaturii de specialitate randamentul transmisiei se ia din intervalul ηtr=0,88…0,95. Se adoptă ηtr=0,88.

1.7.2 Determinarea puterii maxime a motorului

Determinarea puterii necesare a motorului, pentru a asigura deplasarea automobilului încărcat, pe un drum orizontal şi cu viteză maximă, se face cu relaţia: PVmax=Pr+Pa, unde Pr este puterea necesară învingerii rezistenţei la rulare, iar Pa - puterea necesară învingerii rezistenţei aerului; ele fiind definite de relaţiile de mai jos:

[kW] (1.32)

unde:

12

Ga - greutatea autovehiculului; Ga=20601 N.f - coeficient de aderenţă. Pentru şosea asfaltată în stare foarte bună f=0,013…0,018. Se adoptă f=0,028.va - viteza autovehiculului, în m/s; va=42 m/s.

kW (1.33)

[kW] (1.34)

unde:ρaer - densitatea aerului; în condiţii normale ρaer=1,225 kg/m3;Cx - coeficient aerodinamic; se adoptă Cx=0,52;A - aria transversală a automobilului, A=2,4 m2;

kW (1.35)

Rezultă că Pvmax=28+64=92 kW.Pentru M.A.S. puterea efectivă maxim necesară se determină cu

relaţia:

[kW], (1.36)

unde a, b, c sunt coeficienţi definiţi în relaţile de mai jos

; ; ; (1.37)

Ca=1,5-0,5·Ce (1.38)Pentru MAS Ca=1,15…1,4. Se adoptă Ca=1,25.

. Rezultă că:

;

(1.39)

Se ştie că .

Se adoptă .

13

kW. (1.40)

4.4 Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisie

Funcţionarea automobilului în condiţii normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistenţelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiţii rezultă că la roţile motoare ale autovehiculului, necesarul de forţă de tracţiune şi de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp.

Situaţiile care apar în timpul deplasării unui autovehicul sunt:a) motorul să echilibreze prin posibilităţile proprii întreaga gamă de

rezistenţe. Acest lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare. Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime, se obţine caracteristica ideală de tracţiune dată de relaţia :

FR x v = PR max = ct. unde:FR = forţa la roată;v = viteza de deplasare;PR max = puterea maximă la roată. b) viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:

unde FR v max este forţa la roată necesară deplasării cu viteza

maximă de performanţă.

14

c) când viteza = 0 , rezultă o forţă la roată infinită. Ca urmare, la viteze mici, limita este dată de aderenţa roţilor cu calea, definită cu relaţia FR max FR = x Gad unde :

=0,7 coeficientul de aderenţă;Gad = greutatea aderentă, respectiv greutatea ce revine în condiţii de

demaraj roţilor motoare.

4.4.1Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere al transmisiei

Pentru valoarea maximă a raportului de transmitere, obţinut când este cuplată prima treaptă de viteză în cutia de viteze, se pot formula ca performanţe dinamice independente sau simultane următoarele: panta maximă sau rezistenţa specifică a căii şi acceleraţia maximă la pornirea de pe loc.

Performanţele date prin forţele la roată necesare pot fi formulate ca valori maxime când forţele la roată oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul funcţionează la turaţia momentului maxim pe caracteristica externă ( Mmax

) iar în transmisie este cuplat cel mai mare raport de transmitere it max .it max = icv1 x i0 unde:

icv1 = raportul de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze;i0 = raportul de transmitere a transmisiei principale .

Din condiţia de autopropulsare se obţine :

unde :

FR max este forţa la roată necesară calculată pentru regimul de deplasare cu acceleraţia maximă.

FR max = G0 = 23500x0,39 = 9165 rezultă că :

4.4.2Determinarea valorii minime a raportului de transmitere al transmisiei

Valoarea minimă a raportului de transmitere a transmisiei este determinată din condiţia cinematică de realizare a vitezei maxime de performanţă, când motorul funcţionează la turaţia maximă. Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic şi celelalte angrenaje de reducerea turaţiei cu funcţionare permanentă montate în punte.

Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condiţiile de viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze, valoarea raportului i0 este dată de relaţia:

15

it min= = =4,55

4.4.3Raportul de transmitere al transmisiei principale Considerând că vmax se obţine din ultima treaptă de viteză şi că înaceastă

treaptă raportul de transmitere este unitar , iar valoarea raportului i0 se determină pornind de la relaţia :

i0 x icvn

icvn –raportul de transmitere în ultima treaptă icvn =1

rad/sec unde :

este viteza unghiulară la roată

v max= = 481,46 rad/sec

i0 = =4,37

unde i0 este raportulde transmiterea al transmisiei principale

4.4.4 Raportul de transmitere al primei trepte în cutia de viteză

icv1 = = 3,45

unde este coeficientul de rezistenţă la rulare

4.4.5 Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze şi a mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei

16

Pentru determinarea numărului de trepte se utilizează două metode: o metodă grafică şi o metodă analitică. Indiferent de metoda aleasă se fac unele ipoteze simplificatoare precum: schimbarea treptelor de viteză să se facă instantaneu, astfel încât viteza maximă în treapta inferioară să fie egală, cu viteza minimă în treapta superioară. Metoda recomandată de literatura de specialitate este aceia a etajării treptelor în progresie geometrică. Pentru calculul numărului de trepte se porneşte de la principiul că viteza maximă, într-o treaptă inferioară să fie egal cu viteza minimă într-o treaptă superioară, folosind relaţia:

Va K=

În cazul etajării cutiei de viteze în progresie geometrică, între valoarea maximă i1 şi minimă in=1 în cutia de viteze sînt necesare n trepte date de relaţia:

n ; n ; n ; n ;unde n

Se adoptă n = 4Alegerea finală a mărimii numărului de trepte se face ţinându-se cont de

considerente constructiv funcţionale şi de exploatare ale cutiei de viteze precum şi de tipul şi destinaţia automobilului. Astfel pentru autovehicule de mărfuri, la care importanţa demarajului scade, apărând însă profilul mai greu al drumului, în scopul unei bune adaptabilităţi se utilizează de obicei cutiile de viteze cu 5 trepte.

Fiind determinat numărul de trepte şi ţinând cont că i=1, într-o treaptă K, raportul de transmitere este dat de relaţia:

iCV k= ; (k=1…n)Pentru treapta a-I-a; icv1=3.45Pentru treapta a-II-a; icv2=2.28Pentru treapta a-III-a; icv3=1,51Pentru treapta a-IV-a; icv4=1

Calculul vitezelor pentru fiecare treaptă de viteză

Vkc = = 86,18 m/s

Unde nac = 0,5 x4600 = 2300 rot/min –turaţia arborelui cotit

Vmin = = 2,47 m/s

17

rad/s

rad/s

V1max =

V2max =

V3max =

V4max =

n[rot/min]

A P[kw]

M[Nm]

700 0.152 0.05 0.053 -0.0058 0.097 7.98 111.87 1.062

1500 0.326 0.10 0.247 -0.057 0.29 23.86 104.69 0.95

3000 0.652 0.20 0.990 -0.46 0.63 51.84 130.45 0.86

4000 0.86 0.28 1.72 -1.05 0.5 41.15 115.42 0.93

4600 1 0.33 2.33 -1.66 1 22.3 114.65 1

P = A x Pmax

M = 9550

B =

V[m/s] 10 15 20 30 35 40 45 50Pv{kw] 2.48 4.56 7.66 12.11 8.25 26.4 36.9 66.4

18

Capitolul 5 Reacţiunile normale ale solului asupra roţilor autovehiculului

5.1 Determinarea reacţiunilor normale statice pe teren orizontal ( )

Ga = 2350 kg G1 = 1150 kgG2 = 1200 kg

Z1 = G1 = Ga

Z2 = G2 = Ga

5.2 Determinarea reacţiunilor normale dinamice în timpul demarajului şi al frânării autovehiculului

19

Ecuaţia de momente în raport cu centrul de greutate al autovehiculului este :

Z1,2 =

Z1 =

Z1 =

În urma amplificării rezultă pentru = 0

Z1

Z1

m1 =

m2 =

Coeficientul de încărcare dinamică sunt m2 > 1 ,m1 > 1 în condiţii normale de deplasare n1 = 0,8…0,9 ce înseamnă că la deplasarea autovehiculelor , puntea din spate se încarcă suplimentar cu aproximativ 10…20 % faţă de încărcarea statică .

20

Pentru L = 2,350 m , adopt = 0,5 pentru = 0

5.2.2 Determinarea reacţiunilor dinamice în timpul frânării Forţele şi momentele care acţionează asupra autovehiculului în timpul

frânării sunt prezentate în figura următoare :

Ff1 = x1max = x Z1

Ff2 = x2max = x Z2

x1,2 -valoarea maximă ale reacţiunilor tangenţiale la limită de aderenţă

Ff1max , Ff2max – valoarea maximă ale forţelor de frânare Ffmax = x1max –x2max = ( Z1 + Z2 ) = xGa cos

Z1 =

Z2 =

m1 =

m2 =

5.3 Determinarea forţei de aderenţă maximă

Valoarea aderenţei la un autovehicul cu două punţi cu puntea motoare în faţă care se deplasează pe o cale de înclinare este dată de relaţia :

ximax =

21

5.4 Determinarea coeficienţilor de schimbare dinamică a încărcării punţilor (m1 , m2 ) în timpul demarajului şi frânării autovehiculului pentru = 0

m1 =

m2 =

în tipul frânării

m1 =

m2 =

Capitolul 6 Bilanţul de tracţiune şi de putere

6.1 Bilanţul de tracţiune , bilanţul forţei excedentare şi caracteristica de tracţiune

Pe timpul mişcării rectilinii a autoturismului , bilanţul de tracţiune al autovehicululuii reprezintă echilibrul tuturor forţelor care acţionează asupra acestuia la mişcarea rectilinie pe un drum oarecare , având funcţionarea la parametrii corespunzători ai motorului .

Pentru studiul performanţelor autovehiculului la deplasarea pe un anumit drum, caracterizat de o înclinare longitudinală şi un coeficient al rezistenţei la rulare f, caracteristica se completează şi cu bilanţul de tracţiune dat de relaţia:

Fr = Rr + Rp + Rc + Rd , care reprezintă echilibrul dinamic dintre forţa motoare la roată şi suma forţelor rezistente.

FR = RP +Ra + Rr +Rd unde Rr - forţa de rezistenţă la rulare Rr = GaxfxcosRp - forţa de rezistenţă la urcarea pantei Rp = Gaxsin

Rd - forţa de rezistenţă la demarare Rd =

22

Ra - forţa de rezistenţă a aerului Pentru a rezolva probleme legate de dinamicitatea autovehiculului se

propune reprezentarea bilanţului de tracţiune astfel:Fex = Fr - Ra=Rr + Rp+ Rd

Fex =Fr –kAv2 = fGacos + Gasin + m a dv/dtFex – forţa excedentară la roată folosită pentru învingerea rezistenţei

drumului şi la accelerarea autovehiculului.Coeficientul de rezistenţă la rulare f în domeniul vitezelor obişnuite rămâne

aproximativ constant şi de aceea rezistenţa la rulare este reprezentată printr-o dreaptă orizontală paralelă cu axa absciselor

În continuare trebuie determinată caracteristica de tracţiune a automobilului care reprezintă curba de variaţie a forţei la roată . funcţie de viteza pentru fiecare treaptă a cutiei de viteză .

FR =

Construirea caracteristicii de tracţiune se face pe baza caracteristicii exterioare a motorului privind de al curba puterii efective sau de la curba momentului motor efectiv cu relaţia :

Ft = 3600xPe

V = 0,377xrr sau :

FR =

Vk =

Vk – viteza de deplasare în treapta k itk = icvk i0 icvk –raportul de transmitere al transmisiei când este cuplată treapta k a c.v. Caracteristica de tracţiune reprezintă curba de variaţie a forţei la roată ,

funcţie de viteza pentru fiecare treaptă a cutiei de viteză utilizată :PR = Pe x - puterea la roată

6.2 Bilanţul de putere bilanţul puterii excedentare şi caracteristica de puterilor

Rezolvarea unor probleme legate de tracţiunea automobilului este posibil şi prin studiul bilanţului dintre puterea dezvoltată la roţile motoare şi puterile consumate pentru învingerea rezistenţelor la interioare .

23

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanţului de putere funcţie de viteza automobilului pentru toate treptele cutiei de viteze.

Bilanţul de putere al automobilului reprezintă echilibrul dinamic dintre puterea la roată PR şi suma puterilor necesare învingerii rezistenţelor la înaintare, respectiv rezistenţa la rulare ( Pr ), rezistenţa la urcarea pantei ( Pp ), rezistenţa aerului ( Pa ) şi rezistenţa la demaraj ( Pd ), dat de relaţia:

PR = unde :

P este puterea motorului ( din caracteristica externă ) t este randamentul transmisiei ( adoptat anterior ).Din trasarea grafică a bilanţului de putere se obţine variaţia puterii

excedentare precum şi a celorlalte puteri pierdute . Această diagramă se trasează punând în abscisă viteza autoturismului dată de relaţia :

V =

Deoarece studiul performanţelor automobilului se face de obicei funcţie de deplasarea cu viteze constante, pe o cale orizontală în stare bună, se notează cu P ro

puterea consumată pentru învingerea rezistenţei la rulare pe calea orizontală bună considerată cu un coeficient al rezistenţei la rulare fo = ct. pentru viteze uzuale. Deci Pro = GaxfoxV.

Bilanţul puterilor este de forma: P = PR - ( Pro + Pa ) Pex unde Pex este o putere numită excedentară faţă de deplasarea cu viteză constantă pe o cale dată ( sau disponibilă ). Această putere este utilizată de automobil în următoarele scopuri: sporirea vitezei maxime, învingerea rezistenţelor maxime ale căii de rulare, sporirea vitezei şi învingerea rezistenţelor căii.

Puterea utilizată la deplasarea cu viteză constantă pe o cale orizontală este numită Prez şi se manifestă în orice condiţii ( pentru învingerea rezistenţei aerului şi a rezistenţei la rulare apare un consum permanent de putere).

Studiul performanţelor dinamice cu ajutorul caracteristicii puterilor se face funcţie de modul de utilizare a puterilor disponibile ( sau excedentare ).

Pentru reprezentarea grafică s-a folosit expresia bilanţului de puteri dat de relaţia :

dată sub forma Pex = Pd + P - Pr = PR - Prez unde Prez = Pa + Pro şi Pr = Pro - Pr = Ga ( fo - Fcoa )

f este coeficientul rezistenţei la rulare pe o altă cale diferită de cea orizontală considerată ( de obicei, pentru autoturisme: fo 0,012..0,018 ).

Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanţului de putere funcţie de viteza automobilului automobilului pentru toate treptele cutie de viteze.

24

Diferenţele pe ordonată dintre curbele PRi; i = 1/5 şi Perz reprezintă puterea excedentară Pex a automobilului funcţie de treapta de viteză şi viteza de deplasare

Pex = Pd+ P - PR – Prez Prez = Pa+ Pr0 PR = Pr0 - Pa = Ga( f0 – fcos); f0 =0.022

Pentru rezolvarea problemelor de dinamicitate a automobilului se propune reprezentarea bilanţului de tracţiune dat de relaţia :

FR –Ra = Rr + Rp + Rd

Partea din stânga a acestei relaţii reprezintă forţa disponibilă sau excedentară Fex care poate fi folosită la învingerea rezistenţelor drumului şi la accelerare .

Caracteristica de tracţiune reprezintă curbele de variaţie ale forţei la roată în funcţie de viteza de deplasare a automobilului .

25

FRK =

N[rot/min] 700 1500 3000 4000 4600

n 11.87 104.6 130.45 115.42 114.65

P[kw] 7.98 23.86 51.85 41.15 82.3

VI[m/s] 2.27 4.88 9.72 13 14.95

FRI[N] 3.093.5 4302.6 4678.9 4875.6 5173.1

RaI[N] 7.004 32.36 127.96 229.84 301.93

FRI-RaI 3086.4 4269.7 4550.9 4645.76 4371.1

VII[m/s] 3.44 7.38 14.75 19.68 22.63

FRII[N] 2041.3 2845.19 3090 18400 3200

RaII[N] 16.093 74.071 296.28 526.73 696.47

FRII-RaII 2025.2 2771.01 2793.25 17873.3 2303.53

VIII[m/s] 5.2 11.14 22.28 29.91 34.17

FRIII[N] 1350 1884 2048 1210.6 2116

RaIII[N] 36.65 168.7 675.10 1143.86 1587.9

FRIII-RaIII

131.4 1715.23 1371.9 67 531.1

VIV[m/s] 5.6 13.5 20.3 27.1 36

FRIV[N] 2157.86 2303.56 2378.6 2449.72 103.32

RaIV[N] 42.15 3.5.23 1241.2 2306.17 3048.9

FRIV-RaIV

2115.27 1998.33 1137.71 134.72 1054.42

26

N[rot/min] 700 1500 3000 4000 4600

P[kw] 7.98 23.86 51.84 41.15 82.3

VI[m/s] 2.27 4.88 9.75 12 14.95

PRI[kw] 7022 20996.8 456.92 36212 72424

VII[m/s] 3.44 7.38 14.76 19.68 22.63

PRII[kw] 7022 20996.8 456.92 36212 72424

VIII[m/s] 5.2 11.14 22.76 29.91 34.14

PRIII[kw] 7022 20996.8 456.92 36212 72424

PaIII[kw] 191.22 1880.15 15000 3043 53453.44

Pd{kW] 6830.78 19116.6 30619.2 32.94 18971

VIV{m/s] 5.77 12.37 24. 36212 37.27

PRIV{Kw] 7022 20996.8 456.92 36212 72424

27

Capitolul .7 Performanţele autovehiculului

7.1 Ecuaţia generală de mişcare

Se determină ţinându-se seama de o parte de forţele de propulsie şi de forţele de rezistenţă care se opun deplasării rectilinii a autovehiculului pe un drum cu înclinare longitudinal şi în regim de demarare

Se porneşte de la ecuaţia de tracţiune FR = RP +Ra + Rr +Rd

FR =

Notăm = RP +Ra + Rr

Ecuaţia generală de mişcare are forma :

În cazul autovehiculelor cu transmisie mecanică . forţa la roată variază în funcţie de momentul motor potrivit relaţiei :

FR =

it –raportul de transitere total în treapta de viteză aleasă

it =

FR =

28

i – momentul de inerţia mecanic al pieselor motorului în mişcare de rotaţie

a) Deplasarea pe pantă maximă

; Ra se micşorează rezultă FR =

b) Demarajul în treapta I cu acceleraţie maximă corespunzătoare pornirii de pe loc pe calea orizontală

; ; ; Ra se neglijează

FRmax =

c) Deplasarea cu viteză maximă V = Vmax ; ; pe cale orizontală

; ; Rp = 0

7.2Determinarea factorului dinamic şi a caracteristicii dinamice

FR – R0 = G0 reprezintă forţa de tracţiune disponibilă excedentară şi se utilizează la învingerea rezistenţelor drumului şi rezistenţei la demarare .Pentru compararea performanţelor dinamice ale unor autovehicule de

greutate şi sarcini diferite se foloseşte un parametru adimensional ce se numeşte factor dinamic care reprezintă raportul dintre forţa de tracţiune excedentară F ex şi greutatea totală a autovehiculului Ga .

D =

29

Dacă autovehicolul se deplasează cu viteze constante factorul D va fi egal cu coeficientul rezistenţei totale a drumului adică :

D = Notăm D pentru priza directă

D =

Dk = Dik +

Folosind curbele de variaţie ale factorului dinamic toate treptele din cutia de viteză se obţine caracteristica dinamică a autovehiculului

7.2.1Limitarea de către aderenţă a factorului dinamicRularea autovehiculului este posibilă dacă:

Ri FR Z rm, unde : Ri – suma tuturor rezistenţelor la puntea motoare FR – forţa motoare la roată - coeficient de aderenţă Valoarea maximă a forţei la roată este limitată de alunecarea roţilor pe

suprafaţa drumului şi atunci limita ei superioară este. FR max= Z m,

Factorul dinamic limită va fi:

30

D =

Având în vedere că patinarea apare atunci viteza este prea mică , putem să

neglijăm termenul kxAxV2 , factorul dinamic devine : Ra =

Îmbunătăţirea performanţelor autovehiculelor se obţine prin creşterea factorului dinamic ce se poate realiza în mărimea raportului de transmitere principală prin reducerea greutăţii proprii prin construirea unor caroserii mai aerodinamice .

7.3 Determinarea parametrilor capacităţii de demarare ai autovehiculului

7.3.1Determinarea acceleraţiilorPentru determinarea acceleraţiilor se consideră automobilul în mişcare

rectilinie pe o vale orizontală în stare bună, cu un coeficient mediu al rezistenţei la rulare, f.

Deci, puterea excedentară Pex va fi utilizată în acest caz numai pentru accelerare.

31

= fcos + sin = 0 = f = 0.022

D = + a= ‚ ( D - ) , unde:

k- coeficient de influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie

a = (D - ) ; D =

Utilizând graficul factorului dinamic funcţie de vitezele de deplasare, se pot studia o serie de performanţe:

a) viteza maximăTrasând o dreaptă paralelă cu abscisa la ordonata D = , intersecţia ai cu

curba factorului dinamic dă pe abscisă vitzeza maximă.b) pana maximăPanta maximă pe care o poate urca automobilul cu o viteză dată la o

anumită treaptă a cutiei de viteze se determină astfel :D = f cos + sin f + h [%]h = D- f [%]

h – înălţimea pantei în procente c) rezistenţa totală maximă Trasând o dreaptă paralelă cu ordonata, intersecţia ei cu factorul dinamic dă

pe ordonată rezistenţa maximă pe care o învinge la o viteză oarecare.

ak = (D k - )

k = 1+ i2cvk

= 0.04/0.09Adopt = 0.065

7.3.2 Determinarea timpului de demarare Timpul de demarare reprezintă timpul necesar de creştere a vitezei

autovehiculului între viteza minimă în treapta I a cutiei de viteze şi viteza maximă în ultima treaptă. ( Vn =0,9 Vmax ) cu condiţia ca motorul să funcţioneze pe caracteristica exterioară şi ca schimbarea treptei să se facă instantaneu. Integrând ecuaţia acceleraţiei se obţine:

a =

32

D

a –scara inversă acceleraţiei b-scara inversă a vitezei

D =

Vm = 0,9 xVmax = 0,9 = 37,5

Td =

În practică se trasează graficul inverselor acceleraţiei se împarte în trapeze mici şi se calculaeză timpul de demararre dupăc are se trasează timpii de demarare funcţie d viteză într-un alt grafic .

7.3.3 Determinarea spaţiului de demarare Spaţiul de demarare parcurs în timpul de demarare

Ds = Vdt =

Se realizează integrarea grafică DA = VDtxbk

b, k –scările vitezei şi ai timpului de demarare

7.4 Determinarea parametrilor capacităţii de frânare aui autovehiculului

7.4.1Determinarea acceleraţiilor După direcţia de mişcare

33

Fi – (x1 +x2 ) – Ga sin -Ra = 0

af =

Deceleraţia este maximă atunci când FR este maxim

FfRmax = G0 (

Afmax =

7.4.2 Determinarea spaţiului de frânare Frânarea este procesul prin care se reduce parţial sau total viteza

automobilului. Ea se realizează prin generarea în mecanismele de frânare a unei forţe de frânare la roţi, îndreptată după direcţia vitezei autovehiculului, dar de sens opus ei.

Sft= SfmxSfs

Sfm = -

Dacă frânarea se face pe un teren oriyontal p= 0 şi motorul este decuplat avem

7.4.3 Determinarea timpului de frânare Timpul de frânare minim se determină pornind de la relaţia :

34

Dacă frânarea se face până la oprire

Vf = pe un drum orizontal cu deplasarea max f’ , p = 0 ; tfmin =

7.4.4Repartizarea forţelor de frânare pe punţile autovehiculului

Relaţiile obţinute pentru spaţiul şi timpul de frânare se referă la un autovehicul la care există o repartiţie ideală a forţei de frânare respectiv deceleraţia relativă afrel realizată pe fiecare punte are aceiaşi mărime. În realitate, acest lucru se întâmplă numai în anumite condiţii care depind de repartiţia forţei de frânare e puni, de mărimea coeficientului de aderenţă de construcţia frânelor, de starea pneurilor şi de gradul de încărcare al autovehiculului

Repartizarea forţelor de frânare pe punţile autovehiculului areo importanţă deosebită, întrucât prin ea se determină capacitatea de frânare şi comportarea în timpul frânării pe diferite tipuri de drumuri.

Decă la frânare se impune realizarea unei deceleraţii relative d f , relaţiile de mai sus devin :

Z1 = G1 + Ga hg /L d f iar Ff1= d f Z1 Z2 = G2 - Ga hg /L d f Ff2= d f Z2

Repartizarea ideală a forţelor de frânare pe punţile autovehiculului se obţine atunci când raportul dintre forţa de frânare şi sarcina pe punte este aceeaşi indiferent de acceleraţie sau coeficient de aderenţă şi est dată de relaţia:

35

Ff1/ Ff2= Z1/ Z2 = - pentru puntea faţă: 1 = Ff1/Z1 = Ff1/ G1 + Ga hg /L d f - pentru puntea spate: 2 = Ff2/Z2 = Ff2/G2 - Ga hg /L d f

Dacă 12 , atunci roţile punţii spate se blochează înaintea roţilor punţii faţă.

Dacă 1=2 , atunci roţile punţii spate şi punţii faţă se blochează simultan.Dacă 12 , atunci roţile punţii faţă se blochează înaintea roţilor punţii

spate.

Tab 7.2n[rot/min] 700 1500 3000 4000 4600

a I[m/s2] 1.52 1.88 2.25 1.80 1.28

1/a I 0.65 0.53 0.44 0.55 0.78

a II[m/s2] 2.39 2.69 2.99 2.62 2.54

1/a II 0.41 0.39 0.33 0.38 0.29

a III[m/s2] 1.114 1.34 1.41 1.189 1.039

1/a III 0.87 0.74 0.70 0.84 0.96

a IV[m/s2] 0.36 0.36 0.28 0.27 0.73

1/a IV 2.77 0.79 3.57 3.70 1.36

a =

tab 7.4 V[m/s] 5 10 15 20 25 30 36

=0.7 0.39 0.39 0.38 0.37 0.36 0.35 0.32=0.5 0.28 0.27 0.27 0.26 0.25 0.24 0.20

=0.3 0.16 0.165 0.15 0.14 0.13 0.12 0.09

Tab 7.1n[rot/min]

DI FRI DII FRII DIII FRIII DIV FRIV

700 0.73 3093 0.42 2041.5 0.25 1350 0.15 1642

1500 0.82 4302.6 0.46 2845.6 0.28 1884 0.16 1871

36

3000 0.86 4678.8 0.5 3090 0.29 2047 0.15 1980

4000 0.76 4879.6 0.45 3141 0.26 1210.6

0.14 1582

4600 0.6232 5173.2 0.44 3200 0.24 2119 0.2 1408

Tab. 5 V[km/h] 20 60 80 100 120 150

V[m/s] 5.55 16.66 22.2 27.3 33.3 41.66

Sf[m] 5.23 47.2 83.96 131.15 188.9 275.7

tf[s] 1.88 5.66 7.55 9.44 11.33 13.69

Sf[m] 3.14 28.3 50.3 78.9 113.3 163.5

tf[s] 1.13 3.4 4.53 5.66 6.8 8.2

Sf[m] 2.24 20.23 35.9 56.3 80.9 118.19

tf[s] 0.8 2.42 3.23 4.04 4.85 5.87

Sf = tf =

Tab 7.3af [m/s2] 1 2 3 4 5 5.91

F1 [N] 43.2 84.6 126.9 169.2 211.5 228.8

Ff1[G0/N 865 874.6 883.5 893.15 902.6 906.33

Ff2[G0/N 865.05 874.16 883.53 893.13 902.6 906.46

Ff1501.7 507.03 512.14 517.86 523.50 524.46

af m =

Ff1 =

37

Ff2 =

Capitolul 8 Consumul de combustibil

8.1 Definirea parametrilor consumului de combustibil

funcţionarea economică a motorului se apreciază după comsumul orar şi consumul specific de combustibil . Consmul orar este cantitatea de combustibil consumată de motor în timp de oră şi este exprimată în [kg/h]. Consumul specific reprezintă cantitatea de combustibil în grame necesară unu motor pentru a obţine un kw din,puterea sa timp de oră , la un anumit regim de funcţionare .

Ce =

[kg/m3]-densitatea sau masa volomică a combustibilului

Deci se obţine :

Dacă se exprimă puterea, prin relaţia din bilanţul de putere avem :

38

P =

n = 700 ; P =

P =

h =

n[rot/min]

V-IVM/s

Ce P 100%kw

P 80%kw

P60

kw

P40%kw

P 20%kw

P 10%kw

Pkw

700 3.6 316 15 12 9 6 3 1.5 0.35

1500 13.5 288 32.5 20 14 6.5 3.4 16.5 12.8

3000 20.3 266 77 60.8 45.5 31.4 15.4 7.7 33.5

4000 27.1 280 96.5 77.2 57.8 37.6 19.8 9.7 44.5

4600 36 300 100 80.2 60.5 40.2 21.03 10.4 50.6

Qh 100%Kg/h

Qh 80%Kg/h

Qh 60%Kg/h

Qh40%Kg/h

Qh 20%Kg/h

Qh 10%Kg/h

PRkw Q100 kg Q100

l

4.75 3.80 2.85 1.90 0.95 0.47 12.75 6 7.5

9.62 7.70 5.77 3.85 1.90 0.95 28.4 5.2 6.6

20.2 16.18 12.15 8.1 4.05 2.03 64.5 6 7.5

26.9 21.55 16.17 10.77 5.4 2.7 82 8.9 11.2

39

30.3 24.24 18.18 12.14 6.05 85.9 85.9 11.5 14.5

= 0 = 0.01 = 0.002

V [m/s] Pa [kw] P [kw] P[kw] P [kw] P[kw] P [kw] P[kw]

3.6 0.174 0 0.2 1.45 1.9 2.8 .3.6

13.5 1.15 0 1.35 2.72 4.55 5.40 7.70

20.3 5.30 0 6.24 4.53 11.5 9 15.8

27.1 14.62 0 17.2 6.35 24.6 12.7 32.5

36 33.30 0 39 8.35 48.8 16.6 58.8

= 0.003 = 0.004 = 0.005

V [m/s]

Pa [kw] P [kw] P[kw] P [kw] P[kw] P [kw] P[kw]

1 3.6 0.174 4.30 5.30 5.9 7.02 7.20 8.7

2 13.5 1.15 9.174 10.9 10.8 15 13.6 16.5

3 20.3 5.30 13.6 22.4 19.1 27.5 22.6 33.25

4 27.1 14.62 20 40 25 45.5 30.7 55.4

5 36 33.30 25 68.4 33.3 78 41.7 88

40

Q100 l Q100

l Q100 l Q100

l Q100 l Q100

l

1 2.1 3.5 5.3 7.4 9.8 11.8

2 1.3 3.02 5.1 7.3 9.7 11.5

3 1.07 2.9 5.5 8.5 11 13.9

4 2.1 4.7 7.8 11.6 14.5 16.5

5 4.9 9.8 13 16.2 17.4 20.5

Capitolul 9 Stabilitatea autovehiculului

Capacitatea autovehiculului in mers rămâne în permanenţă pe toate roţile . iar stabilitatea dispare atunci când în timpul rulării apar alunecări în direcţii longitudinale sau transversale . Alunecările nu sunt la fel de periculoase ca răsturnările ce se prefer[ la apariţia alunecării înaintea răsturnării .

Pierderea stabilitaţii apare datorită forţelor ce acţionează asupra autoturismului : forţa de tracţiune , forţa de frânare , forţele laterale , centrifugale în viraj , acţiunea vântului puternic din partea laterală .

9.1 Stabilitatea autovehiculului la urcare şi la coborârea căilor de rulare cu înclinări longitudinale mari .

9.1.1 Determinarea unghiurilor limită de răsturnare şi derapare în direcţie longitudinală

la urcare

41

Z1 x L+R0 x h0 +Rd x h x g + G0 x h x g x sin + Mrul + Mrul1 – G0 b x cos = 0

Răsturnarea are loc atunci când :

Z1 x L+R0 x h0 +Rd x h x g + G0 x h x g x sin + Mrul + Mrul1 > G0 b x cos

Valoarea unghiului pantei maxime la care poate avea loc răsturnarea este :

tg r

Condiţia de stabilitate la răsturnare pe pantă longitudinală fără ca mai înainte să apară alunecarea longitudinală este dată de relaţia :

tg r

9.1.2 Determinarea condiţiei de derapare să aibă loc înaintea răsturnării

Pierderea stabilităţii se face prin alunecarea roţilor

G0 sin +Rd + Ra > x1 –x2

x1 = G0 sin +Rd + Ra > -

x2 =

Z1 =

42

unghiul la care are loc patinarea

Deci la autovehiculele cu partea motoare faţă răsturnarea în jurul punţii din spate nu este posibilă deoarece la orice valoare a coeficientului de aderenţă înainte de aîncepe răsturnarea apare patinarea roţilor :

La coborâre :

Z2 x L + G0 x h x g x sin = 0R0 x h0 +Rd x h x g + G0 x cos + Mrul + Mrul1

La răsturnare Z2 = 0

tg >

unghiul limită de alunecare la frânare

la urcare

43

9.1.3 Determinarea vitezei critice de răsturnare în direcţia longitudinală la rularea pe căi orizontale

pericolul răsturnării longitudinale , în raport cu puntea din spate , este posibil să apară l aautotuirsmele de aport şi de curse cînd se deplasează cu voteze foatrte mari pe căi orizontale ( = 0 ). Astfel creşterea excesivă a rezistenţei aerului produce o descărcare dinamică a punţii din faţă . Viteza fiind aproape maximă , rezistenţă la demarare este nulă, iar rezisrenţa la rulare se neglijează :

r0h0 = G0 b ; R*A*V2*h*g = G0*b

Ver =

Ver =

Deoarece viteza maximă pe care o atinge autovehicolul de proiectat este dee150 km/h nu există riscul răsturnării la viteză critică .

9.2 Stabilitate transversală

9.2.1 Determinarea forţelor care acţionează la mersul în viraj în cazul unei mişcări curbilinii ct. V = ct. , R = ct.

Pierderea stabilităţii transversale a autovehiculului se manifestă prin derapare sau răsturnare laterală şi se produce în viraje datorită acţiunii forţei laterale şi se produce în viraje datorită acţiuni forţelor centrifuge pe drumuri înclinate transversal , pe drumuri în curbă precum şi la acţiunea vântului .

Dacă se constată că autovehiculul în mişcare accelerată curbilinie şi cu

variaţia unghiului de virare componenta forţei pe cel e 2 axe x şi z şi

momentul de inerţie , care apar , sunt exprimate prin :

Fix = ma

44

Fiy = ma

Miy = ma

Unde - acceleraţia liniară a punctului B al punţii din spate

- viteza unghiulară în jurul centrului instantaneu de rotaţie

- acceleraţi unghiulară

R – raza de viraj al punctului central B al punţii din spate Ioz – momentul de înaitare al maşinii în aport cu xoy normală la ea şi

trecând prin centrul de greutate Cg- raza de giraţie a masei maşinii în raport cu axa z

R = raza de viraj

-viteza unghiulară

Fix = ma

Fiy = ma

Fiy = ma Pz2

Dacă mişcarea este uniform variată , curbilinie cu raza de viraj ct. Saatuncp :

45

Fix = ma considerăm R = 10 m

Fix =- ma

Fiy = ma

Miz = 0

9.2.2 Determinarea vitezelor la răsturnare şi de derapare pentru = 0 şi

1) Pentru = 0a) viteza limită de răsturnare :

vr >

b) viteza limită de derapare

vd =

Rc = -raza de viraj a centrului de greutate

Vd =

Pentru se adoptă = 50

a) viteza limită de răsturnare

Vr =

Vr = 43,5 [km/h]

Pentru Vr = avem tg ;

46

b) viteza limitp de derapare

Vd =

Vd =

9.2.3 Determinarea unghiurilor de înclinare transversală de la care încep deraparea şi răsturnarea

În cazul unui autovehicul în mişcare rectilinie pe un drum înclinat transversal , răsturnarea se va putea produce în jurul dreptei care trece prin punctele de contact ale roţilor dinspre partea inferioară a pantei , când momentul de răsturnare în raport cu acestă dreaptă va fi mai mare decât momentul de stabilitate .

1) unghiul de răsturnare

Vc =

2) unghiul de derapare :

47

9.2.4 Determinarea valorii maxime a reacţiunii tranversale În cazul unui vehicul în mişcare rectilinie pe un drum cu înclinare

transversală răsturnarea va avea loc în jurul dreptei ce trece prin punctele de contact ale roţilor dinspre partea inferioară a pantei ce trece prim O2 .

Ys + Yd =

Fc –forţa centrifugă Pentru V = 10 km/h , R = 10m , = 50

Ys + Yd = 0,6 ( 1824*sin5 + 2350 *9,8 *cos5 ) = 1380 N

Pentru V = 50 km/h , R = 5m , = 380

Fc = 865276 Nâ

Ys + Yd = 0,7 ( 865276 sin38 + 2350 *9,8 *cos38 ) = 3226841 N

Capitolul 10Calculul şi construcţia suspensiei

10.1Rolul şi condiţiile impuse suspensiilor

48

La deplasarea automobilului , neregularităţile drumului produc oscilaţii ale roţilor care se transmit punţilor . Suspensia automobilului realizează legătura elastică cu amortizoare între punţile automobilului şi cadru sau caroserie ; micşorând sarcinile dinamice şi amortizând vibraţiile rezultata în urma acţiunii componentelor verticale ale forţelor dintre roţi şi drum .

Viteza de deplasare a automobilului pe drumuri cu suprafaţă neregulată este limitată în primul rând de calităţile suspensiei şi în al doilea rând de puterea motorului . Confortabilitatea automobilului este determinată în principal de suspensie . Prin confortabilitate înţelege proprietatea automobilului de a circula timp îndelungat cu vitezele permise de caracteristicile dinamice fără ca pasagerii să aibă senzaţii neplăcute sau marfa transportată să fie supusă distrugerii .

Prin imprimarea caracterului dorit al oscilaţiilor suspensia alături de mecanismul de ghidare al punţii , influenţează maniabilitatea , manevrabilitatea şi stabilitatea automobilului , elemente care împreună definesc ţinuta de drum a automobilului .

Pentru asigurarea unui confort corespunzător , parametri suspensie trebuie să fie aleşi ţinându-se seama de anumite condiţii stabilite la terori suspensiei şi anume :

- amplitudinea masei suspendate .Aceasta se reduce cu atât mai mult cu cât raportul dintre masa suspendată şi cea nesuspendată este mai mare;

- pulsaţia oscilaţiilor proprii ale sistemului este cu atât mai mică cu cât rigiditatea elementului elastic este mai mică , adică arcul este mai elastic ;

- rigiditatea suspensiei din faţă să fie mai mică decât cea a punţii spate ;- pentru a menţine neschimbate caracteristicile suspensiei , când masa

suspendată se modifică , rigidităţile arcurilor trebuie să se modifice în aceeaşi proporţie cu masa suspendată ;

- pentru asigurarea confortabilităţii , amortizarea oscilaţiilor trebuie să varieze în prima perioadă între 92% şi 98% din energia transmisă părţi suspendate

10.2Alegerea tipului constructiv al suspensiei spate

După tipul elementului elastic suspensiile pot fi : cu elemente metalice (arcuri în foi, arcuri elicoidal e şi bare de răsucire cu elemente nemetalice (arcuri din cauciuc , arcuri pneumatice şi hidropneumatice ) şi mixte .

După tipul caracteristicii elementelor elastice , suspensiile por fi : cu caracteristica liniară (fig .1) , cu caracteristică neliniară , în trepte (fig.2 ) sau progresivă ( fig 3).

Elementele elastice , indiferent de tipul sau caracteristica lor ,pot forma funcţie de tipul mecanismului de ghidare al roţilor suspensiei dependente sau independente . Opţiunea pentru o punte sau alta se face în funcţie de tipul şi

49

destinaţia automobilului ,prin aprecierea cerinţelor de confort , maniabilitate , stabilitate şi costuri

Pentru automobilul de proiectat în corcordanţă cu soluţiile existente şi tendinţele de dezvoltare ale suspensiilor se adoptă pentru punte spate ,suspensie dependentă cu arcuri în foi .la care arcul preia toate forţele şi momentele reactive .

50

10.2.1Determinarea caracteristicii elastice a suspensiei

Caracteristica elastică a suspensiei reprezintă dependenţa dintre forţa verticală care acţionează asupra roţii şi deformaţia elementului elastic al suspensiei .

Datorită frecărilor din elementul elastic curbele de comprimare şi de destindere nu coincid . Aria cuprinsă între cele două curbe reprezintă la scară , lucrul mecanic de histerezis pentru un ciclu complet de întindere-comprimare , transformat prin frecare internă în căldură ce se transmite mediului ambiant

În mod convenţional se consideră drept caracteristică a suspensiei , curba medie reprezentată cu linie întreruptă .Parametri curbii caracteristice a suspensiei sunt :

Săgeata statică „f” este produsă de sarcina statică GS , care este un parametru esenţial de definire a elementului elastic , deoarece determină mărimea frecvenţei oscilaţiilor proprii al suspensiei , conform relaţiei :

unde

„g” este acceleraţia gravitaţională „fst „este săgeata statică exprimată în [mm]fst = 180 mm

Săgeţile dinamice fd1 şi fd2 care sunt limitate de tampoanele elastice din cauciuc ale suspensiei . La săgeţile egale cu f1 şi f2 , mecanismul de ghidare a punţii vine în contact ,în planul de oscilaţie , cu limitatoarele elastice ale suspensiei . În intervalul f1 - f2 , caracteristica suspensiei este dată numai de proprietăţile

51

elementului elastic al suspensiei . Intrarea în funcţiune a tampoanelor , modifică curba caracteristică a suspensiei :

Fd1,2 = 0,5 * fst = 0,5*150 = 90 mm

Coeficientul dinamic Kd , definit de raportul dintre forţa maximă transmisă prin suspensie , pănă la deformarea maximă a limitatoarelor şi sarcina statică .

Kd =

Se adoptă Kd = 1,75 ;

La valori mici ale coeficientului dinamic , se observă , în cazul deplasării automobilului pe drumuri cu neregularităţi , lovituri frecvente în tampoanele limitatoare . La valori mari ale coeficientului Kd , în cazul vibraţiilor cu amplitudini mari , şi la valori mici ale săgeţii dinamice suspensia va fi foarte rigidă . Pericolul lovirii în tampoane şi mărimea Kd sunt dependente de mărimea săgeţii dinamice . Cu cât este mai mare săgeata dinamică cu atât este mai uşor de obţinut confortabilitatea .necesară cu un coeficient dinamic mare şi uşor de asigurat un contact permanent al roţilor cu calea . Cu cât viteza automobilului şi neregularităţile căii sunt mai mari cu atât trebuie să fie mai mare şi săgeata dinamică .

10.2.2Calculul elementelor elastice ale suspensiei

a) Determinarea forţelor care acţionează asupra elementelor elastice

Calcul suspensiei cu arc în foi constă din calculul al solicitări dinamice şi calculul la oboseală . Eforturile unitare ce se dezvoltă în arcul în foi depind de modul de transmiterea a forţelor şi momentelor de l a punte la cadru , precum şi de regimul de deplasare al automobilului . Calculul în regimul tracţiunii şi regimul frânării .

Calculul la oboseală are ca scop determinarea duratei de funcţionare arcului .

52

l1 = 633 mm ; l2 = 563 mm ; l = 1196 mm ; a=112 mm ; rd = 297 mm ; c = 409 mm

Regimul transmiterii forţei de tracţiune

Zr =

Xr = Zr =

F = Zr =

Ra =

Rb =

53

Regimul frânării :

Zf =

Xf = Zr =

F = Zr =

Ra =

Rb =

Valoarea eforturilor unitarePartea stînga Pentru tracţiune

pentru frânare

pentru tracţiune

pentru frânare

WZ =

54

Unde n = np + h = 2+ 8 = 10

Unde G2 –greutatea ce revine punţii spate ;m2 - coeficient de schimbare dinamică a reacţiunilor ;:Kd- coeficient dinamic

-randamentul arcului ;-coeficient de aderenţă ;

m2F – coeficient de schimbare dinamic a foii de arc ;-suma modulelor de rezistenţă ale foilor de arc.

10.2.3Calculul la solicitări dinamice Mărimea eforturilor unitare de încovoiere , întindere şi compresiune la care

sunt supuse foile de arc depinde de soluţia folosită l a ghidarea punţii . Recţiunile RA şi RB solicită foile de arc , prin momentul crrat ,la încovoiere .Forţa XR,f din reazemul A solicită foile la compresiune sau întindere în funcţie de regimul de deplasare al automobilului .

În calculul la solicitările dinamice se tine seama de influenţa sarcinilor dinamice prin folosirea în calule a coeficientului dinamic Kd . Mărimea frecării dintre foile de arc reprezintă importanţă deosebită , deoarece o frecare prea mare reduce din elasticitatea arcului . Această mărime este luată în consideraţie prin expresia randamentului arcului definit de relaţia :

în care

Fef este forţa de deformaţie a arcului F- este forţa reală de încărcarea arcului la ochiul de fixare .Efortul unitar admisibil calculat mai înainte trebui să fie la săgeata maximă

= 800 … 900 N/mm2 , iar la săgeata statică mai c de 500… 600 N/mm2

.

b) Calculul de dimensionare al arcurilor suspensiei

Calculul la oboseală al arcului în foi se face în scopul determinării timpului de funcţionare a arcului până la apariţia primelor semne de oboseală a materialului . Metoda de calcul constă în determinarea lucrului mecanic specific de deformaţie al foilor de arc . Acesta se defineşte ca fiind raportul dintre lucrul

55

mecanic consumat pentru deformarea arcului şi aria secţiunii transversale a pacherului de foi . Pentru oţelul de arc aliat cu Mn şi Si, lucrul mecanic specific se calculează cu relaţia :

LSP = 1,2*106 [Nm/cm2 ]Lsp = 1.2*106*5.872 = 7046400 [Nm/cm2]= 7.0464*106 [+Nm/cm2]

În care este coeficientul de revenire a cărui mărime este funcţie de timpul de repaus al arcului .

Pentru un parcurs anual de 22500 km/an , = 5,872Calculul lucrului mecanic efectiv se face în tei stări specifice de încărcarea

arcului şi anume : încărcat (1/1) , semiâncărcat (1/2) , gol (0) .Procentul din parcursul total al automobilului ce revine frecării din cele trei stări , se consideră a fi 60 % încărcat şi 20 % semiîncărcat şi respectiv gol.

Şocurile ce apar în exploatare se grupează în trei categorii : puternic . mediu şi uşor.

Dacă se notează cu frecvenţa proprie de oscilaţie a arcului ,în oscilaţii pe minut şi cu timpul de oscilaţii cu frecvenţa proprie , atunci .într-un minut , arcul va efectua oscilaţii complete .Lucrul mecanic efectuat într-o oră va fi :

L =

Unde h este amplitudinea în [cm]; F- forţa pe arc în [N] ; frecvenţa proprie în oscilaţii pe minut ; -randamentul arcului .

Amplitudinea reală „h ” se calculează cu ajutorul coeficientului dinamic Kd şi al amplitudinii etalon F 1/1 ;

h = f 1/1*KdCalculul lucrului mecanic se face în cele trei stări de încărcare ale

automobilului la cele trei tipuri de şoc .L0 = (L0) u + (L0) m + (L0) p =

=

L0 = 2

L1/2 = (L1/2) u + (L1/2) m + (L1/2) p =

L0 = 2

56

L1/1 = (L1/1) u + (L1/1) m + (L1/1) p =

L0 =2

Lucrul mecanic total efectuat de arc într-o ora raportat la secţiunea arcului A ,reprezintă lucrul mecanic specific pe oră şi are expresia :

Lsh = + + [Nm/cm2h]

Lsh = = 6135.11 [Nm/cm2h]

A = n*b*h 10*70*8 =5600mm2 =56cm2

Timpul efectiv de lucru al arcului se calculează cu raportul :

tef =

tef =

unde tn este timpul normal de funcţionare al automobilului

tn =

unde S este spaţiul efectiv parcurs de automobil pâna la prima reparaţie capitală ;

Relaţia [26] arată că pirn calculul de durabilitate de determină timpul de funcţionare al arcului în foi , care trebuie să fie cel puţin egal cu timpul teoretic de funcţionare al automobilului . În cazul în care condiţia impusă de relaţia (26) nu este respectată ; se impune refacerea calculelor prin redimensionarea foilor de arc deoarece rigiditatea arcului este prea mică .

Săgeata reală a arcului în foi se calculează cu relaţia :

F =

57

10.3 Alegerea tipului constructiv al suspensiei faţă

Pentru automobilul de proiectat în corcondanţă cu soluţiile existente şi tendinţele de dezvoltare ale suspensiilor se adoptă pentru punte faţă , punte şi suspensie cu mecanism patrulater de ghidare cu culisa oscilantă (McPherson ) care amplasează elementul elastic concentric cu amortizorul Aceste împreună alcătuiesc braţul superior al suspensiei .Tot ăpe corpul suspensiei se montează şi fuzeta

.Forţele verticale sunt preluate de arcul elicoidal ., iar cele de tracţiune sau cele de frânare de transmit prin interemediul tirantului de legătură articulat de braţul inferior .

10.3.1Determinarea caracteristicii elastice a suspensiei

Caracteristica elastică a suspensiei reprezintă dependenţa dintre forţa verticală care acţionează asupra roţii şi deformaţia elementului elastic al suspensiei .

Datorită frecărilor din elementul elastic curbele de comprimare şi de destindere nu coincid . Aria cuprinsă între cele două curbe reprezintă la scară , lucrul mecanic de histerezis pentru un ciclu complet de întindere-comprimare , transformat prin frecare internă în căldură ce se transmite mediului ambiant

În mod convenţional se consideră drept caracteristică a suspensiei , curba medie reprezentată cu linie întreruptă .Parametri curbii caracteristice a suspensiei sunt :

Săgeata statică „f” este produsă de sarcina statică GS , care este un parametru esenţial de definire a elementului elastic , deoarece determină mărimea frecvenţei oscilaţiilor proprii al suspensiei , conform relaţiei :

unde

„g” este acceleraţia gravitaţională „fst „este săgeata statică exprimată în [mm]fst = 225 mm

Săgeţile dinamice fd1 şi fd2 sunt stabilite în funcţie de tipul autovehiculului Săgeţile dinamice sunt limitate de tampoanele elastice din cauciuc ale

suspensiei . La săgeţile egale cu f1 şi f2 , mecanismul de ghidare a punţii vine în contrast ,în planul de oscilaţie , cu limitatoarele elastice ale suspensiei . În

58

intervalul f1 - f2 , caracteristica suspensiei este dată numai de proprietăţile elementului elastic al suspensiei . Intrarea în funcţiune a tampoanelor , modifică curba caracteristică a suspensiei :

Fd1,2 = 0,5 * fst = 0,5*150 = 90 mmCaracteristica elastică optimă suspensiei trebuie să asigure valori necesare

ale săgeţii statice şi ale coeficientului dinamic .de asemănarea este foarte importantă valoarea săgeţii dinamice.

Tipulautomobilului

Suspensia faţă Suspensia spate fst1/fst2 V1/V2

fst1 fst1 =945,3(fst2)2

fst2=945,3*(fst2)2

V2

autoturism

160-280 75-56,5 181-250 70-60 0,89-1,12

1,05-0,94

Coeficientul dinamic Kd , definit de raportul dintre forţa maximă transmisă prin suspensie , pănă la deformarea maximă a limitatoarelor şi sarcina statică .

Kd =

Se adoptă Kd = 1,75 ;La valori mici ale coeficientului dinamic , se observă , în cazul deplasării

automobilului pe drumuri cu neregularităţi , lovituri frecvente în tampoanele limitatoare . La valori mari ale coeficientului Kd , în cazul vibraţiilor cu amplitudini mari , şi la valori mici ale săgeţii dinamice suspensia va fi foarte rigidă . Pericolul lovirii în tampoane şi mărimea Kd sunt dependente de mărime săgeţii dinamice . Cu cât este mai mare săgeata dinamică cu atât este mai uşor de obţinut confortabilitatea .necesară cu un coeficient dinamic mare şi uşor de asigurat un contact permanent al roţilor cu calea . Cu cât viteza automobilului şi neregularităţile căii sunt mai mari cu atât trebuie să fie mai mare şi săgeata dinamică .

Constanta elastică (K) a suspensiei este definită ca fiind tangenta trigonometrică a unghiului format de tangenta geometrică la curba convenţională şi axa absciselor .

Mărimea constantei se mai numeşte şi rigiditatea suspensiei şi este dată de relaţia :

K =

59

Caracteristica elastică optimă nu se poate obţine folosind un element static cu caracteristica liniară .Este necesară cunoaşterea caracteristici arcului metalic prin introducerea unui element elastic suplimentar .

Fmaxf = Kd * Z1 =

Zf = =

Unde Z este sarcina pe o roată faţă

10.3.2Calculul elementelor elastice ale suspensieiCa elemente elastice metalice ale suspensiei adopt arcuri metalice

elicoidale cu pas şi diametru constant şi diametru spirei constant .

c) Determinarea forţelor care acţionează asupra elementelor elastice

Schema de calcul a elementelor elastice metalice ale suspensiei este prezentată în figura următoare :

Forţa activă (F) ce acţionează asupra arcului elicoidal al suspensiei se determină cu relaţia următoare :

Fa =

Unde F = Z-gR

Unde Z- este reacţiunea normală faţă gR este greutatea roţii şi a mecanismului de ghidare a roţii montat sub arc gR = 0,1 * Z ; adopt = 100

Fa =

60

10.3.3Calculul de dimensionare al arcurilor suspensiei

Arcurile faţă vor fi construite din bare din oţel de arc ;ARC 16 mm ;

Adopt indicele arcului ;

i = ;

unde d = 16 mm , diametrul spirei , rezultă ;

Dm = i * d = 136 mm ;Adopt Dm = 135 mm , diametrul arcului , n = 9 , numărul spirelor active .

Săgeata arcului se calculează cu relaţia :

f = ;

unde Faf = 3325 N;Fas = 2833 N ;

G = 8 * 104 - modulul de elasticitate transversal .

Rezultă săgeata arcului :Ft = 154 , 1 mm;

Efortul unitar de răsucire este ;

;

unde = ( 700 - 900 ) MPa ;K = 1,2 –coeficient de corecţie

Rezultă = 372,08 MPa ; = 367 ,07 MPa ;

Forţa maximă ce poate fi prelucrată de arc ;

Fmax =

Calculul la oboseală al arcului în foi se face în scopul determinării timpului de funcţionare a arcului până la apariţia primelor semne de oboseală a materialului . Metoda de calcul constă în determinarea lucrului mecanic specific de deformaţie al foilor de arc . Acesta se defineşte ca fiind raportul dintre lucrul

61

mecanic consumat pentru deformarea arcului şi aria secţiunii transversale a pacherului de foi . Pentru oţelul de arc aliat cu Mn şi Si, lucrul mecanic specific se calculează cu relaţia :

LSP = 1,2*106 [Nm/cm2 ]Lsp = 1.2*106*5.872 = 7046400 [Nm/cm2]= 7.0464*106 [+Nm/cm2]

În care este coeficientul de revenire a cărui mărime este funcţie de timpul de repaus al arcului .

Pentru un parcurs anual de 22500 km/an , = 5,872Calculul lucrului mecanic efectiv se face în tei stări specifice de încărcarea

arcului şi anume : încărcat (1/1) , semiâncărcat (1/2) , gol (0) .Procentul din parcursul total al automobilului ce revine frecării din cele trei stări , se consideră a fi 60 % încărcat şi 20 % semiîncărcat şi respectiv gol.

Şocurile ce apar în exploatare se grupează în trei categorii : puternic . mediu şi uşor.

Dacă se notează cu frecvenţa proprie de oscilaţie a arcului ,în oscilaţii pe minut şi cu timpul de oscilaţii cu frecvenţa proprie , atunci .într-un minut , arcul va efectua oscilaţii complete .Lucrul mecanic efectuat într-o oră va fi :

L =

Unde h este amplitudinea în [cm]; F- forţa pe arc în [N] ; frecvenţa proprie în oscilaţii pe minut ; -randamentul arcului .

Amplitudinea reală „h ” se calculează cu ajutorul coeficientului dinamic Kd şi al amplitudinii etalon F 1/1 ;

h = f 1/1*KdCalculul lucrului mecanic se face în cele trei stări de încărcare ale

automobilului la cele trei tipuri de şoc .L0 = (L0) u + (L0) m + (L0) p =

=

L0 = 2

L1/2 = (L1/2) u + (L1/2) m + (L1/2) p =

L0 = 2

62

L1/1 = (L1/1) u + (L1/1) m + (L1/1) p =

L0 =2

Lucrul mecanic total efectuat de arc într-o ora raportat la secţiunea arcului A ,reprezintă lucrul mecanic specific pe oră şi are expresia :

Lsh = + + [Nm/cm2h]

Lsh = = 6135.11 [Nm/cm2h]

A = n*b*h 10*70*8 =5600mm2 =56cm2

Timpul efectiv de lucru al arcului se calculează cu raportul :

tef =

tef =

unde tn este timpul normal de funcţionare al automobilului

tn =

unde S este spaţiul efectiv parcurs de automobil pâna la prima reparaţia capitală ;

Relaţia [26]arată că pirn calculul de durabilitate de detremină timpul de funcţionare al arcului în foi , care trebuie să fie cel puţin egal cu timpul teoretic de funcţionare al automobilului . În cazul în care condiţia impusă de relaţia (26) nu este respectată ; se impune refacerea calculelor prin redimensionarea foilor de arc deoarece rigiditatea arcului este prea mică .

Săgeata reală a arcului în foi se calculează cu relaţia :

F =

63

10.4 Amortizoarele suspensiei

10.4.1Rolul şi caracteristicile amortizoarelor Amortizoarele folosite în suspensia de automobile au rolul de a disipa rapid

energia oscilaţilor verticale a l caroseriei şi ale roţilor automobilului prin transformarea ei în energie calorică cedaţi mediului ambiant.

Pentru autoturismul de proiectat adopt un amortizor hidraulic bitubular , cu caracteristica de amortizare progresiv pătratică ,asimetrică .

Amortizoarele sunt montate paralel cu elementele elastice principale ale suspensiei şi reprezintă un element de bază în asigurarea confortului şi siguranţei circulaţiei .

La automobilele moderne cele mai utilizate amortizoare sunt amortizoarele a hidraulice .Principiul de lucru al acestor amortizoare constă din următoarele : la deplasarea relativă a masei suspendate faţă de masa nesuspendată , lichidul vâscos din corpul amortizorului este obligat să treacă prin orificii de secţiune mică .

Datorită frecării lichide care apare la trecerea acestuia prin orificiile calibrate , energia oscilantă se transformă în energie calorică .

Dependenţa dintre forţa de rezistenţă a amortizorului F şi viteza relativă dintre masa suspendată şi nesuspendată defineşte caracteristica de amortizare .Forţa de rezistenţă a amortizorului telescopic este dată de relaţia

F = c * v i

În care c este coeficientul de rezistenţă al amortizorului ; iar i –exponentul vitezei î

În funcţie de exponentul vitezei „i” caracteristica d amortizare poate fi ; liniară (i =1) , regresivă ( i < 1 ) , ;i progresiv( i > 1 )

În funcţie de raportul dintre coeficienţii de rezistenţă ai amortizorului la cursa de comprimare Cc şi scursa de destindere Cd amortizoarele telescopice pot fi :

-cu dublu efet şi caracteristică simetrică Cc = Cd;-cu dublu efet şi caracteristică asimetrică Cc Cd; - cu simplu efect Cc = 0 , Cd 0 .Majoritatea amortizoarelor actuale sunt cu dublu efect şi caracteristica de

amortizare asimetrică Cd = (2-5 ) Cc .Folosirea unei astfel de caracteristici este motivată prin tendinţa de a

micşora efectul şocurilor la trecerea roţilor peste denivelări preominente , printr-o amortizare mai mică la cursa de comprimare .

Dacă Cc este prea mare . la trecerea roţii peste ridicăturile căii viteza masei nesuspendate creşte şi prin amortizor se va transmite o forţă mai mare , ia rla

64

trecerea roţii peste denivelări sub forma de adâncitură forţele transmise sunt mai mici .

La deplasarea pe căi de rulare cu suprafeţe neregulate , se recomandă diferenţe mari între coeficienţi Cc şi Cd . în cazul circulaţiei pe drumuri cu neregularităţi lungi ,dat line , este recomandată o diferenţă mică între cei doi coeficienţi.

Coeficientul de rezistenţă al amortizorului C este definit de relaţia :

C = = 2505

Adopt , conform tabelului 9.9 (C.C.A.-Untaru M., P.569 ) ;

Cu supape închise Cu supape deschise

Faţă Spate Faţă Spate

2455 2500 970 950

Următoarele valori ale coeficienţilor re rezistenţă :Cf = 2455Cs = 2500Ţinând cont de mărimile adoptate pentru C şi de relaţia dintre Cc şi Cd se

obţine

-pentru suspensia faţă Ccf = 1030 , Cdf = 3880;-pentru suspensia spate Ccs = 900 , Cds = 4110; când vitezele relative dintre două mase ating o valoare numită viteză

critică , supapele de descărcare se deschid şi secţiunile de trecere pentru lichid se măresc .În acest fel forţa de amortizare va creşte mai lent :

vcr = hr * = ( 0,2 - 0,4 ) m/sunde hr - cursa roţii până la cuplarea limitatoarelor , determinată din

caracteristica elastică a suspensiei ; - pulsaţia proprie a suspensiei .

Adopt : vcr = 0,3 m/s La viteze pistonului mai mari decât viteza critică , forţele de rezistenţă ale

amortizoarelor nu vor mai creşte .Forţele critice de amortizare sunt cuprinse în limitele :

-pentru cursa de destindere Fcrd = (2000-3000) N ;-pentru cursa de comprimare Fcrc = (400 - 700) N ;

65

Între cele două forţe există relaţia :Fcrc = ( 0,25 –0,33 ) * Fcrd

Adopt Fcrd = 2300 NŞi rezultă Fcrc = ( 1/1,34) *Fcrd = 676,5 N

10.4.2Dimensionarea şi verificare dimensionării amortizoarelor telescopice

Calculul de dimensionare şi verificare dimensionării amortizoarelor telescopice cuprinde :

- determinarea caracteristicii de amortizare la roată ;- determinarea caracteristicii de amortizare efectivă a amortizorului ;- dimensionare a pistonului şi a orificiilor de lucru ;- verificare dimensionării termice a amortizorului .

Diametrul pistonului amortizorului trebuie sp fie ales astfel încât presiunea maximă a lichidului şi temperatura sa de încălzire să nu depăşească valori care să schimbă carateristica de amortizare sau să afecteze negativ fiabilitatea amortizorului .se adoptă diametrul pistonului dp = 44 mm ;

diametrul tijei 0,41 mm ;diametrul exterior al tubului rezervor 1,48 mm ;lungimea ghidajului 0, 36 mm;lungimea pistonului 0,5 mm ; Valorile dde mai sus reprezintă raportul mediu dintre principale dimensiuni

constructive ale amortizorului şi diametrul pistonului Dimensionare orificiilor calibrate din piston se face pornind de la

necesitatea de a se obţine coeficientul efectiv de rezistenţă al amortizorului .Caracteristica d amortizare efectivă a amortizorului se determină pornind

de la caracteristica de amortizare la roată şi de montajul amortizor –punte .forţa efectivă de amortizare este dată de relaţia :

Fa = N ;

Soluţia de montarea amortizorului la suspensia independentă este redată în figura următoare :

66

Unde - unghiul de înclinare al amortizorului faţă de verticală .Forţa efectivă de amortizare va fi :

-pentru comprimare :Fac = 2335,5 N , adopt Fac = 2336 N; -pentru destindere :Fad = 686,9 N , adopt Fad = 687 N;

Viteza efectivă a pistonului amortizorului ;Vap = Unde vp = v cr = 0,3 m/s

Coeficientul efectiv de rezistenţă al amortizorului este :

-pentru faţă : Caf = = 2531,32

-pentru spate : Cas = = 2577,72

Pentru comprimare de obţine

- pentru faţă : C caf = 989,84

-pentru spate : C cas = 1107,39

Pentu destindere de obţine

- pentru faţă : C cdf = 2474,61

-pentru spate : C cds = 2768,74

67

Debitul din orificiile de trecere (Q) de secţiune A pentru comprimare , respectiv destindere cu un coeficient de debit ( = 0,6 - 0,75 ) ,, dat de relaţia :

Qc = * Ac * v [mmc/s]Qd = * Ad * v [mmc/s]

Dacă se ţine seama că aria efectivă a pistonului (Aef ) este egală cu aria cilindrului de lucru al amortizorului pentru cursa de comprimare şi anume :

Aef = Acil = [mmp]

Aria efectivă de destindere este :

Aefd = Acil – At = 637,73 [mmp

Unde At = p* dp * [mmp];

dt = 22 mm, fiind diametrul tijei pistonului .

dacă se ţine seamă că debitul prin orificiul de trecere este creat prinmişcare pistonului , se poate scrie :

Qc = Aefe * Vap = 305340 [ mmc/s]Qd = Aede * Vap = 305340 [ mmc/s]

Secţiunea necesară orificiilor de trecere a lichidului se calculează cu ajutorul formulei ;

A = [mm]

Se obţine pentru amortizorul faţă :-pentru comprimare : Ac= 32,67 mm2;-pentru destindere : Ad= 7,71 mm2;

Se obţine pentru amortizorul spate :-pentru comprimare : Ac= 30,89 mm2;-pentru destindere : Ad= 7,29 mm2;

verificare dimensionării termice a amortizorului se face cu ajutorul bilanţului dintre lucrul mecanic transformat în căldură de amortizor în unitate de tipm şi cantitatea de căldură transmisă mediului :

68

unde :

L = Nm;

Iar:L- lucrul mecanic transformat în căldură în timpul t = 3600 s;vm - 0,3 m/s –viteza critică ;Af = 75287,7 mm2 –suprafaţa efectivă de răcirea amortizorului , dată de

relaţia :

A = Unde D= 56 mm –diametrul exterior al amortizorului ; l = lungimea amortizorului ,

= ( 500-700 ) [N/ cm2 h0 C ]–coeficient de schimb de căldură ,pentru care adopt valoarea :

= 600 [N/ cm2 h0 C ]

Tmax – temperatura maximă a suprafeţei amortizorului ;Te –temperatura mediului ambiant ;Tmax -Te = 35,530 C 150 0 C.

Capitolul 11 Studiul privind calculul capacităţii de trafic într-o intersecţie

69

11.1Generalităţi

În circulaţia urbană şi interurbană se formează pe reţeaua de şosele şi străzi diverse fluxuri de circulaţie care converg , diverg sau se întretaie la intersecţiile respectivei reţele .Aceste fluxuri recirculaţie sânt formate din următoarele categorii :

- fluxuri de pietoni ,- fluxuri de autoturisme care au performanţe dinamice ridicate (viteză de

circulaţie ridicată , timpi şi spaţii de demaraj şi frânare reduse , raze de viraj relativ mici )

- fluxuri de autocamioane şi autobuze care formează categoria autovehiculelor grele cu performanţe dinamice inferioare autoturismelor ,

- fluxuri de motociclete ,- fluxuri de biciclete .

Toate tipurile de fluxuri se pot canaliza la un moment dat pe reţeaua rutieră , pentru ca, la intersecţiile reţelei , ele să se dividă succesiv în linii de flux elementare , cu anumite direcţii care converg , diverg sau se întretaie , putându-se ajunge până la completa pulverizare a unei linii ide flux . Figura 1 prezintă diagrama fluxurilor într-o intersecţie , pentru un singur sens de circulaţie cu două benzi paralele modul de descompunere a fluxurilor principale pe cele trei căi de ieşire din intersecţie .

Rezultă că intersecţiile sunt porţiuni de drum care oferă condiţii de circulaţie net diferite de secţiunile celelalte ale reţelei rutiere .Ele trebuie să permită succedarea fluxurilor de trafic în diferite direcţii , reducând la minim stânjenirea reciprocă a diferitelor fluxuri , asigurând un volum de trafic în condiţii de maximă securitate a deplasării .Aceasta înseamnă reducerea la minim a timpilor necesari pentru traversarea intersecţiei pentru fiecare element a fluxurilor de trafic , cu existenţa unui risc numim de coleziune .

Fig. 11.1 Descompunerea fluxurilor principale într-o intersecţie cu trei căi de ieşire

70

Pentru studiul modului de funcţionare al unei intersecţii sunt necesare cunoaşterea următoarelor elemente :

- cuantumul fluxurilor de trafic globale care intră şi ies din intersecţie pe arterele şi străzile concurente , atât la orele de vârf cât şi în situaţia circulaţiei libere nestânjenite prin intersecţie

- analiza formei geometrice a intersecţiei din care să rezulte structura fluxurilor de circulaţie , respectiv direcţiile fluxurilor majore ;

- analiza fracţiunilor de fluxuri care execută viraje la dreapta şi la stânga , ştiut fiind că în cazul circulaţiei „pe dreapta ”virajul la stânga se execută cu intersectarea fluxului care circulă din sens contrar , deci în condiţii ,mai dificile ca virajul la dreapta :

- analiza razelor de curbură ale drumului în intersecţie ;- stabilirea condiţiile de vizibilitatea în plan asigurate conducătorilor auto care

traversează intersecţia .În general este eficient numai studiul unei reţele rutiere mai intense

cuprinzând mai multe intersecţii , deoarece îmbunătăţirea unei singure intersecţii nu face decât să mute dopurile de circulaţie la intersecţiile celelalte ale reţelei .

Proiectarea sistemelor de circulaţie în intersecţii trebuie să se facă pe baza unui studiu de programare a valorii fluxurilor pe perioadă de 5 –10 ani ulteriori , deoarece aceste necesită fonduri de investiţie relativ ridicate , ce nu se amortizează decât prin economia de timp realizată la traversarea intersecţiilor şi creşterea vitezei medii de circulaţie .Un program tipic pentru o reţea rutieră importantă , cu intersecţii mari , trebuie să cuprindă următoarele faze succesive :

- canalizarea fluxurilor de diverse vehicule la principalele intersecţii , lărgirea drumurilor şi îmbunătăţirea sistemelor de semnalizare şi control al circulaţiei în intersecţii ;

- lărgirea căilor carosabile în intersecţii ;- extinderea măsurile de modernizare aplicate în faza întâi la intersecţiile mari

şi asupra intersecţiilor mici , mai puţin importante ;- proiectarea intersecţiile denivelate ale arterelor de circulaţie .

în acelaşi timp , se impune cunoaşterea şi considerarea în calcule a caracteristicilor psihotehnice ale şoferilor .Valorile adoptate în calcule trebuie să fie valori medii valabile pentru cca 85% dintre subiecţii analizaţi .Soluţiile adoptate pentru dirijarea traficului în intersecţie trebuie să se bazeze pe reducerea complexităţii procesului de luare dde decizie şi a manevrelor ce trebuie să le execute şoferul .

Analiza mişcărilor într-o intersecţie

Condiţiile de circulaţie într-o intersecţie au caractere de specificitate în principale din cauza existenţei punctelor de intersectare a liniilor de flux vehiculare

71

în diferite direcţii şi a punctelor de intersectare ale acestora cu liniile de flux pietonale .Aceste puncte se numesc „puncte de conflict ”pentru ele existând probabilitatea maximă a coleziunilor .

Dacă de consideră o intersecţie ortogonală cu două benzi de circulaţie pentru fiecare canal , în care există şi locuri de pasaj pentru pietoni , aşa cum ilustrează figura 2 , teoretic există 20 de puncte de conflict ale fluxurilor de vehicule cu cele de pietoni .Măsurile de dirijare a circulaţiei în intersecţii au drept scop , deci , de a elimina posibilitatea apariţie acestor puncte , cea mai simplă fiind reducerea numărului de fluxuri care au permisiunea să pătrundă simultan în intersecţie .Deplasările fluxurilor de circulaţie pot fi descompuse şi analizate separat , creindu-se pentru fiecare flux un timp optim de străbatere a intersecţiei cu un timp minim de aşteptare a intrării în intersecţie .

Pentru optimizarea circulaţiei într-o intersecţie prin dirijarea momentului şi ordinii de pătrundere a fluxului în intersecţie , sânt necesare în principal următoarele măsuri :

- creerea unor spaţii de aşteptare pentru vehicule atât la intrarea în intersecţie cât şi în cuprinsul ei ;

- adaptarea dimensiunilor căii corespunzătoare asigurării unor viteze mari de străbatere a intersecţiei şi unor manevre de virare în condiţii de siguranţă a circulaţiei ;

- stabilirea priorităţii de intrare în intersecţie funcţie de mărimea fluxurilor în aşteptare .

Spaţiile de aşteptare într-o intersecţie sunt destinate fie automobilelor care nu au intrat în intersecţie pentru că alte fluxuri de circulaţie au permisiunea să traverseze intersecţia la un moment dat , fie automobilelor care odată intrate în intersecţie , nu pot executa manevra de virare le dreapta saula stânga .Locul şi rolul acestor spaţii sunt în detaliu următoarele :- spaţiul de aşteptare la intrare pentru fluxul principal al unui anumit sens de

mers , pentru perioada cât intersecţia este închisă pentru sensul respectiv ;- spaţiul special de aşteptare în centrul intersecţiei pentru fracţiunile de flux

care execută acest viraj ;- spaţii auxiliare în centrul sau aproape de ieşirea din intersecţie pentru

vehicule ieşite din spaţiul special de aşteptare , dar oprite pentru a evita punctele de conflict cu fluxul care circulă din dreapta sau respectiv fluxul de pietoni ;

- spaţii auxiliare în mijlocul arterei , ca locuri de aşteptare pentru pietonii care nu au avut timp să termine traversarea intersecţiei .

72

Fig 11.2Punctele de conflict într-o intersecţie ortogonală

Este necesară adoptarea unor dimensiuni raţionale pentru aceste spaţii , deoarece lărgirea unei intersecţii atrage creşterea timpului de traversare , atât pentru automobile cât şi , , pentru pietoni devenind necesară construcţia pasajelor denivelate .Acest fapt poate fi explicitat matematic astfel :

Pentru ca un automobil să traverseze cu viteza v (m/s) fără coleziune o intersecţie cu o cale având două benzi de rulare (o bandă pentru fiecare sens de circulaţie ) cu lăţimea de 2L m îi trebuie un interval de timp t = 2L/v . Dacă pe şoseaua cu care se face intersectarea se înregistrează un volum de trafic de 3 Q (autovehicule / oră ) , probabilitatea existenţei intervalului de timp t se supune distribuţiei Poisson şi este egală cu :

P2L =

Iar dacă se face intersecţia cu o cale având lăţimea 4 L ( două benzi pentru fiecare sens de circulaţie ) probabilitatea apariţiei aceluiaşi interval t pentru un acelaşi volum 2 Q va fi

P4L =

Deci mai mică decât primul caz , ceea ce practic înseamnă îngreunarea traversării intersecţiei şi , eventual , formarea de şiruri de automobile care aşteaptă intrarea în intersecţie .

73

În general există două moduri diferite de rezolvarea circulaţiei în intersecţie , funcţie de cele două tipuri de intersecţii dirijate şi libere (nedirijate )

11.2 Stabilirea debitului previzibil

Lăţimea unui drum depinde de intensitatea circulaţiei şi trebui e să permită scurgerea în condiţii acceptabile a fluxului previzibil .Lăţimea gabaritului autovehiculelor fiind de 2,50 m rezultă că lăţimea unui fir de circulaţie să fie de minim 3 m sau chiar de 3,50 m , pentru a se putea efectua depăşiri şi încrucişări .

Intervalul când 2 autovehicule se întâlnesc se calculează cu relaţiile :Im = 0,5 + 0,005 (V1 +V2) –pentru camioane Im = 0,35 + 0,005 (V1 +V2) –pentru turismeUnde V1 şi V2 sunt vitezele de circulaţie ale autovehiculelor ce se

întâlnesc .Debitul actual se determină prin metodele arătate .Cel mai greu este

stabilirea debitului previzibil .Dacă se adoptă legea lui Poisson se constată că proporţia de intervale mai

mari ca 9 secunde este P(t>9) =

Ceea ce permite celei dea doua coloane din tabelul următor pentru un drum cu două benzi de circulaţie .

Nr autovehicule într-un singur sens

Procent de intervale mai mari de 9 s

Nr autovehicule într-un singur sens

Procent de intervale mai mari de 9 s

Calculat

Observat

Calculat Observat

200300400

60%46%37%

45%36%29%

500600-

29%22%-

24%19%-

Un criteriu care evidenţiază stânjenirea în circulaţie este raportul Q ’ /Q denumit şi coeficient de stânjenire .

Q’ –numărul de depăşiri care se pot executa în realitate ;Q – numărul teoretic de maşini , fără stânjenire de către circulaţie a din sens

invers ;

74

Acest studiu poate fi făcut fie prin calcul fie prin observaţie .Diagrama următoare a fost trasată pe baza observaţiilor efectuate în SUA pe un drum cu două fire de circulaţie.

Fig .11.3 Diagrama de reprezentare a coeficientului de stânjenireViteza medie a tuturor autovehiculelor este o altă referinţă pentru

determinarea debitului

11.3Factori care reduc capacitatea de circulaţie

a )Lăţimea benzii de circulaţie - pentru 3,60 m ,capacitatea nu se reduce ;- pentru 3,30 m , capacitatea se reduce cu 14 %;- pentru 3 m , capacitatea se reduce cu 23 % ;- pentru 2,70 m , capacitatea se reduce cu 30 %;

b ) prezenţa obstacolelor laterale , situate la mai puţin de 1,80 m de marginea părţii carosabile produce un efect psihologic asemănător cu reducerea lăţimii benzii .

Distanţa laterală faţă de marginea părţii carosabile

Lăţimea fictivă a două benzi de 3,6 m

Distanţa laterală faţă de marginea părţii carosabile

Lăţimea fictivă a două benzi de 3,6 m

1,801,20

7,206,90

0,600,00

6,305,40

În SUA se admite că reducerea de capacitate influenţează nu numai sectorul ci şi spaţiul parcurs în timp de 9 secunde dea ajunge la el .

75

c ) distanţa de vizibilitate pentru depăşireProcent din lungimea totală pe are vizibilitatea este < 450 m

Capacitatea N în veh /oră pentru

Procent din lungimea totală pe are vizibilitatea este < 450 m

Capacitatea N în veh /oră pentru

75km/h 90 km/h 75km/h 90 km/h

02040

900860800

600560500

6080100

720620500

420300160

d) proporţia de autocamioane şi existenţa rampelor ; se echivalează un autovehicul greu cu n vehicule uşoare ;

n = 2 , în teren plan ;n = 4 , în teren ondulat ;n = 8 , în teren muntos.

e) Circulaţia bicicletelor şi motoarelor ;- o bicicletă se echivalează cu 2/10 dintr-un autovehicul uşor ;- o motoretă se echivalează cu ½ dintr-un autovehicul uşor .

Debitul mediu al unei artere cu 2 benzi de circulaţie variază de la 500 la 1500 autovehicule / oră , dar traficul mediu admisibil nu va putea depăşi 4800 autovehicule /zi .

11.4Drumuri cu trei şi mai multe fire de circulaţie

Cele trei fire de circulaţie , pentru ambele sensuri se folosesc astfel :- câte un fir pe câte un sens , iar firul din mijloc pentru depăşiri în ambele

sensuri ;- două fire pentru sensul cu flux maxim şi un fir pentru mai puţin încărcat ;- două fire pentru rampe lungi pe care circulă autovehicule de diferite

categorii şi un fir pentru sensul de coborâre .Cele trei fire de circulaţie por fi folosite simultan numai în condiţiile unei

vizibilităţi corespunzătoare .Capacitatea acestui drum poate atinge valori :

- 1500 autovehicule /oră , pe cale curentă ;- 1000 autovehicule /oră , pentru drumuri foarte rapide ;- 2000 autovehicule /oră , în zone suburbane .

76

Aceiaşi factori , care influenţează capacitatea unui drum cu două fire de circulaţie , influenţează şi pe aceea a drumului cu trei fire de circulaţie

Drumul cu trei fire poate deveni periculos dacă nu există nici o regulă care să dea prioritate unui din cele două sensuri de circulaţie .În Franţa s-a trecut , în unele cazuri de la drumuri cu două fire de circulaţie cu o lăţime de 7 m , la drumuri cu trei fire de circulaţie , cu o lăţime de 9 m .

Atunci când volumul traficului rutier impune construirea uni drum cu mai multe benzi de circulaţie ,în majoritatea cazurilor se atribui e fiecărui sens de circulaţie câte două fire de circulaţie .

Capacitatea uni astfel de drum poate ajunge la :- 1200 autovehicule /oră , pe fiecare fir , cale curentă ;- 1500 autovehicule /oră , pe fiecare fir de circulaţie , în zona suburbană .

Debitul instantaneu nu atinge , în general , maximul său decât într-unul din sensurile de mers , debitul total rămânând sensibil inferior celui de 1000 sau 1500 autovehicule /oră şi fir de circulaţie .

Capacitatea redusă de lăţimile insuficiente de obstacole laterale , de volanul traficului greu şi de declivităţi .În acest caz nu trebuie asigurată vizibilitatea la depăşire ci numai vizibilitatea de oprire ,dacă situaţia impune acest lucru .

Capacitatea unei autostrăzi , fără intersecţii , cu două benzi de circulaţie , a două fire fiecare ajunge la 2400 autovehicule /oră adică un trafic mediu zilnic de 2* 6*2400 = 30000 autovehicule .În cazul uni drum obişnui t cu 4 fire de circulaţie se realizează doar un debit maxim zilnic de 15000 autovehicule .

Pentru a evita orbirea provocată de farurile autovehiculelor circulând în sens contrar , se impune separarea benzilor , pe cele două sensuri de circulaţie , prin zone verzi de minimum 4-5m.

11.5Măsuri de exploatare care măresc capacitatea drumurilor rutiere ; - reglementarea staţionării autovehiculelor , mai ales la anumite ore de vârf .- interzicerea autovehiculelor grele , în momente de vârf ;- amplasarea judicioasă a staţiilor de benzină ;- creare de circuite cu sens unic , fie permanente , fie numai în perioade de

vârf ;- organizarea controlului circulaţiei , a depanărilor , a constatărilor

accidentelor ;- dirijarea şi reglementarea circulaţiei prin aparatură modernă Intersecţia este o porţiune din drum care permite succedarea curenţilor în

direcţii diferite , în siguranţă reducând la minimum stânjenirea autovehiculelor şi care să asigure posibilităţi de debit în fiecare direcţie .

Aceste cerinţe se limitează reciproc căutându-se un optimum , nu însă în defavoarea circulaţiei .

77

78